Manual de Diseño de Proceso PDVSA (Compresores)

 MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO COMPRESORES

PDVSA N

°

MDP–02–K–01

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MAY.96

REV.

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TITULO

INTRODUCCION

APROBADA

2 DESCRIPCION FECHA MAY.96

APROB.

 PDVSA,

1983

PAG. APROB.

F.R. REV.

APROB. APROB. FECHA MAY.96

ESPECIALISTAS

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO

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COMPRESORES INTRODUCCION

PDVSA MDP–02–K–01 REVISION

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Página 1 .Menú Principal

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OBJETIVO El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el volumen “Compresores” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en la localización de la información requerida en el área de compresores.

2

ALCANCE Cubre los capítulos involucrados con “Compresores”, los cuales son Principios Básicos, Selección del Tipo de Compresor, Cálculos en Sistemas de Compresión y Ventiladores. Se excluye aspectos teóricos relacionados con durabilidad de máquinas compresoras y uso de auxiliares, compresores centrífugos, compresores axiales, compresores reciprocantes, compresores rotatorios, eyectores, selección de elementos motrices, motores eléctricos, turbinas a vapor y expansores de gas, motores reciprocantes y turbinas a gas, sistemas de tuberías de la unidad del compresor y equipos del tren de proceso y sistemas auxiliares del compresor e instalaciones requeridas, los cuales pueden ser revisados en las subsecciones C, E, F, H, I, K, L, M, N, O y P de las “Prácticas de Diseño”, versión 1986.

2.1

Principios Básicos Este capítulo está identificado como PDVSA– MDP–02–K–02 MDP–02–K–02 y describe los conceptos involucrados en el áreas de compresores, las consideraciones básicas para el diseño de los mismos y una guía para la elaboración de las hojas de especificaciones de proceso de compresores.

2.2 2.2

Sele Selecc cció ión n del del Tip Tipo o de de Com Compr pres esor ores es Este capítulo está identificado como como PDVSA– MDP–02–K–03 MDP–02–K–03 y presenta información sobre los diferentes tipos de Compresores disponibles comercialmente y las bases para la selección del tipo de compresor. Para detalles adicionales de un tipo de compresores en específico, se recomienda su consulta en las respectivas subsecciones de las Prácticas de Diseño, versión 1986.

2.3 2.3

Cálc Cálcul ulos os en Sist Sistem emas as de Comp Compre resi sión ón Este capítulo está identificado com o PDVSA– MDP–02–K–04 MDP–02–K–04 y presenta los procedimientos de cálculos típicos en los sistemas de compresión.

2.4

Ventiladores Este capítulo está identificado como PDVSA– MDP–02–K–05 MDP–02–K–05 y describe los conceptos involucrados en el área de ventiladores, las consideraciones básicas y los procedimientos para el diseño de los mismos.

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REFERENCIAS Las referencias se indican en cada uno de los capítulos tratados.

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DEFINICIONES Las definiciones se presentan pres entan en el capítulo capítulo PDVSA– MDP–02–K–02 MDP–02–K–02 “PRINCIPIOS BASICOS”.

5

CONSIDERACIONES DE DE DI DISEÑO Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los capítulos que forman parte del volumen de Compresores.

6

NOMENCLATURA No aplica en esta sección.

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APENDICE No aplica en esta sección.


PDVSA N°

MDP–02–K–02

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PRINCIPIOS BASICOS

APROBADA


APROB.

 PDVSA,

TITULO

1983

PAG. APROB.

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ESPECIALISTAS

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MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO COMPRESORES PRINCIPIOS BASICOS


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Indice 1 2 3 4

OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2 2 3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11 4.12 4.13 4.14 4.15 4.16 4.17 4.18 4.19 4.20 4.21 4.22 4.23

3 6 6

Definiciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factores Sensitivos en Costos de Inversión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidad de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Propiedades de los Fluidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto del Reciclo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Determinación del Tamaño de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de Entrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de Descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de Ajuste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura de Entrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura de Descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Etapas del Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cabezal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condiciones Extremas de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones para el Arranque . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flexibilidad para Expansión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de Potencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condiciones Ambientales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Líquido en Corrientes Gaseosas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Materiales para Maquinarias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Características de los Servicios de Compresió que Afectan los Sellos del Eje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseño para Mínimo Mantenimiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Exactitud de la Información de Ingeniería Suministrada por el Suplidor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión y Temperatura de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Especificaciones del Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de Servicios del Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30 31 35 35

5 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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4.24 4.25 4.26 4.27 4.28

7 12 13 13 14 15 15 15 16 18 18 20 21 24 25 26 26 28 29 30

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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es presentar los fundamentos teóricos que permitan una óptima comprensión de la terminología usada en el área de compresores.

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ALCANCE En este capítulo se muestran las definiciones básicas y consideraciones relevantes para lograr el diseño óptimo de servicios de compresión. La nomenclatura y definiciones aquí presentados son aquellas usadas convencionalmente en el campo de la ingeniería de servicios de compresión. Además, se especifica la información que debe ser suministrada por el diseñador y la suministrada por el suplidor del compresor.

3

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (Versión 1986). Vol. VI, Sección 11 Vol. VII, Sección 12 Vol. VII, Sección 15

Compresores Instrumentación Seguridad en Diseño de Planta

Manual de Ingeniería de Diseño Vol.9 Vol.14 Vol.14

Vol.14 Vol.14 Vol.22

“Intrumentación”, Especificación de Ingeniería PDVSA–K–339. Instrumentación de equipos Rotatorios”. “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–201–R. “Compresores Centrífugos”. (1993) “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–203. “Compresores de Desplazamiento Positivo para Aire de Servicios e Instrumentos”. (1993) “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–202–PR. “Compresores Reciprocantes”. (1993) “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–204–R. “Compresores Rotatorios”. (1993) “Seguridad en el Diseño”, Guía de Ingeniería PDVSA–90622.1.001. “Guías de Seguridad en Diseño”.

Manual de Calidad de Servicios Técnologicos Vol. VII Normas Nacionales e Internacionales API Standard 617, Centrifugal Compressors for General Refinery Services. (Feb.1995)

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API Standard 618, Reciprocanting Compresors for General Refinery Services. (Feb.1995)

Otras Referencias Baumeister, T., ed. “Marks’ Mechanical Engineers’s Handbook”, 9th ed, McGraw–Hill Book Company, 1987. Gibbs, C. W., “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Co., 1971. Ludwig, E. E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”, Volume III, Gulf Publishing Co., 1983. Perry, Robert H., et al., “Chemical Engineers’ Handbook”, 5th ed, McGrawHill Book Company, 1986. Edmister, W. C., “Applied Hydrocarbon Thermodynamics”, Gulf Publishing Co., Vol. I 1984. Engineering Data Book, Natural Gas Processors Suppliers Association, Tulsa, Oklahoma, 1966. 9th ed. 1972, with 1974 and 1976 Revisions.

4

CONSIDERACIONES DE DISEÑO 4.1

Definiciones Generales Capacidad de un Compresor – Es la cantidad de gas liberado cuando opera a presiones de entrada y salida especificadas. La capacidad es medida en volumen a las condiciones de presión, temperatura, composición del gas y contenido de humedad a la entrada del compresor.

Temperatura Crítica – Es la mayor temperatura a la cual un gas puede ser licuado. Presión Crítica – Es la presión de saturación a la temperatura crítica. Proceso Adiabático – Proceso durante el cual no hay calor adicionado o removido del sistema.

Proceso Isentrópico – Proceso donde la entropía se mantiene constante. Proceso Isotérmico – Proceso en el cual no hay cambio en la tempertura. Proceso Politrópico – Proceso en el cual hay cambios en las características del gas durante la compresión.

Mol – es el peso de un gas numéricamente igual al peso molecular o al pseudo peso molecular de una mezcla de gas. Un kilogramo mol (lb mol) es el peso en kilogramos (lb) igual al peso molecular del gas. A las mismas condiciones de presión y temperatura, el volumen de un mol es el mismo para todos los gases perfectos.

Potencia al Freno – es el requerimiento total de potencia incluyendo potencia del gas y todas las pérdidas por fricción mecánicas y transmisión de potencia.

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Espacio Muerto – (tolerancia) en un cilindro reciprocante es el volumen remanente al final del cilindro el cual no es recorrido por movimientos del pistón. Incluye el espacio entre el pistón y la cabeza al final de la carrera de compresión; espacio bajo las válvulas, etc. y es expresado como un porcentaje del desplazamiento del pistón en un recorrido. El espacio muerto puede ser diferente, para los dos extremos de un cilindro de doble actuación, en el cual se usa un valor promedio para describir el compartimiento total del cilindro.

Factor de Compresibilidad – es la relación del volumen actual de un gas al volumen de un gas perfecto a las mismas condiciones.

Eficiencia de Compresión – es la relación del requerimiento de trabajo teórico (usando un proceso establecido) y el trabajo actual requerido a ser hecho sobre el gas a comprimir. Tomando en cuenta pérdidas por fugas internas y fricción del fluido así como variaciones del proceso termodinámico teórico.

Relación de Compresión – se refiere a la relación de los volúmenes dentro de un cilindro de motor reciprocante al comienzo y al final del recorrido de compresión. El valor nominal es igual al desplazamiento más el volumen de espacio muerto dividido entre el volumen de espacio muerto, pero el valor efectivo es algo menor, debido a la regulación de válvulas o de lumbrera.

Punto de Rocío – de un gas es la temperatura a la cual el vapor, a una presión dada, comenzará a condensarse. El punto de rocío de una mezcla gaseosa es la temperatura a la cual el constituyente con el punto de ebullición más alto comenzará a condensarse.

Potencia de Gas – es el requerimiento actual de potencia para compresión a condiciones particulares, incluyendo todas las pérdidas termodinámicas, por fugas y por fricción del fluido, pero excluyendo las pérdidas por fricción mecánica.

Relación de Presión – es la relación de la presión de descarga absoluta sobre la presión de entrada absoluta en cualquier ciclo de compresión.

Eficiencia Volumétrica – es la relación, en porcentaje, del volumen (medido a las condiciones de entrada) entregado, sobre el desplazamiento del pistón de un compresor reciprocante.

Compresores Centrífugos Oleaje – Se refiere a la cíclica e inestable operación de un compresor dinámico a bajo flujo.

Punto Normal de Operación – Este es el punto de operación usual y en el cual se obtiene la óptima eficiencia deseada. El funcionamiento del compresor deberá garantizar el punto normal de operación, a menos que no sea especificado. Ver API Standard 617 para más detalles de garantía. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

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Punto Nominal de Compresor – es determinado como se indica: 1.

La velocidad más alta necesaria para cumplir cualquier requerimiento de operación especificada.

2.

La capacidad nominal requerida por el diseño del compresor para alcanzar todos los puntos de operación. Este punto será seleccionado por el suplidor para abarcar mejor las condiciones de operación especificadas dentro del alcance de la curva de funcionamiento esperada (API Standard 617). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Velocidad Normal – es la velocidad correspondiente a los requerimientos del punto normal de operación (API Standard 617). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

100% de Velocidad – es la velocidad correspondiente a los requerimientos del punto nominal del compresor. Esta puede ser mayor o igual que la velocidad normal. El 100% de la velocidad del motor o equipo motriz del compresor deberá ser igual a la relación de engranajes (si hay alguna) a la velocidad de plena carga del motor suministrado. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Velocidad Máxima – Continua es el límite superior de la velocidad de operación del compresor. Para compresores de velocidad variable, esta deberá ser 105% de la velocidad del punto nominal del compresor, a menos que otra cosa sea especificada. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Estabilidad y Relación de Reducción de Capacidad (Turndown) – Este término significa la reducción del flujo másico con respecto al flujo normal, el cual se encuentra entre éste y el flujo de oleaje. La relación de reducción de capacidad con respecto al flujo normal está definida como el porcentaje de cambio de capacidad entre el punto normal y el punto de oleaje a determinada altura, operando a la temperatura de diseño y composición de gas. Esto equivale a 100% menos de la relación de porcentaje del punto de oleaje de flujo de masa normal. API Standard 617 define la relación de reducción de capacidad en términos de capacidad especifica y altura, en lugar de capacidad normal. Para mayor información consultar Prácticas de Diseño (versión 1986), Vol.VII Sec. 11E “Compresores Contrífugos”. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Compresores Reciprocantes Presión de Descarga Nominal – Es la máxima presión requerida de acuerdo con las condiciones especificadas por el comprador para un uso determinado (API Standard 618).

Temperatura de Descarga Nominal – es la temperatura más alta de operación predecible, resultante de las condiciones específicas de servicio. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.


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Máxima Velocidad Permisible y Máxima Velocidad Continua – ambos se refieren a la velocidad de rotación más alta a la cual el diseño del fabricante permitirá la operación continua. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Velocidad Nominal – es la velocidad más alta de operación necesaria para cumplir con las condiciones específicas de servicio. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Potencia Nominal – de un compresor, es la potencia máxima garantizada requerida por el compresor para cualquiera de las condiciones de operación especificadas. Las pérdidas del motor deben establecerse por separado. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

4.2

Generalidades La ingeniería juega un papel muy importante en el diseño de servicios de compresión, sobre todo cuando se utilizan nuevas unidades compresoras; de ello depende el éxito en la operabilidad, ejecución y confiabilidad de las mismas, de manera de garantizar una operación rentable y económica. Los costos de inversión de los equipos de proceso y equipos auxiliares son elevados y representan una porción significativa del costo total de la planta. Los costos de instalación y servicios auxiliares son por lo general más elevados que los mismos precios del equipo.

4.3

Factores Sensitivos en Costos de Inversión Los siguientes factores en el diseño de los servicios de compresión tienen la mayor influencia sobre el costo del compresor, su accionador e instalación, y por lo tanto requieren de una atención especial durante el diseño del servicio:

4.4

•

Número de unidades compresoras instaladas en paralelo.

•

Tipo de Compresor.

•

Diseño de etapas (Número de etapas de proceso de compresión).

•

Tipo de accionador.

•

Velocidad de Flujo.

•

Requerimientos de cabezal.

•

Requerimientos de Potencia.

•

Número requeridos de sistemas separados auxiliares de aceite.

•

Tipo de Control.

Velocidad de Flujo Las velocidades de flujo del compresor deberán ser especificadas en unidades de:


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•

Libras por hora,

•

Moles Totales por hora y

•

Caudal actual, m 3 /s (Pie3 /min), calculado a las condiciones de entrada.

Las velocidades de flujo y sus condiciones de presión asociadas deberán ser reportadas para todos los puntos operacionales de interés: normal, alterno, arranque, futuro, inicial de operación, final de operación, y operación de la planta a baja capacidad. Luego el suplidor del compresor, seleccionará un punto “normal” para el diseño de su mecanismo, de tal forma que abarque todos los puntos de operación especificados. Los suplidores normalmente acordarán garantizar sólo una condición de operación. A menos que se especifique lo contrario, el punto normal de operación es diseñado como el punto de garantía estipulado por la norma API 617. Si el desempeño en cualquier otro punto especificado es especialmente crítico, esto debe ser indicado en las especificación del diseño, para una revisión detallada con el suplidor seleccionado. Cuando se emplea reciclo continuo en el control de pequeños compresores, debe añadirse un incremento de flujo de un 10% aproximadamente al requerimiento neto de flujo, a fin de permitir que el sistema de control esté controlando bajo cualquier circunstancia de operación. Cuando se especifican compresores múltiples, la especificación de diseño deberá establecer la relación de capacidad de cada compresor a la velocidad de flujo total del servicio.

4.5

Propiedades de los Fluidos Las Propiedades de los fluidos se muestran en el Capítulo “Cálculos en Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04.

Propiedades de los Fluidos que Influyen en el Diseño de Servicio de Compresores Composición de la Mezcla de Gas – La especificación del diseño tiene que incluir una análisis completo del gas a ser comprimido para cada condición de operación especificada, identificando cada constituyente por su nombre y su velocidad de flujo individual, en moles por hora. Esta forma es la más conveniente para cálculos posteriores. Si la mezcla gaseosa contiene algunos constituyentes poco usuales, para los cuales no existe disponibilidad de datos acerca de algunas de sus propiedades, la Especificación del Diseño deberá incluir datos sobre peso molecular, relación de calor específico y la compresibilidad a las condiciones de entrada y descarga.

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Humedad del Aire Atmosférico – Servicios de aire con entrada atmosférica deberán ser especificados para 100% de humedad. El contenido de agua debe ser adicionado al requerimiento de aire seco neto del proceso. Observe que el aire saturado a 32°C (90°F) contiene cerca de 3% de vapor de agua en peso, lo cual es demasiado para ser despreciado.

Temperatura Crítica, Presión Crítica – La temperatura y la presión crítica de los constituyentes en una mezcla gaseosa son significativos cuando se realizan cálculos manuales, ya que la mayoría de los datos de las propiedades de los gases son graficados o tabulados en términos de temperatura y presión reducida: Tr



T Tc

Ec. (1)

Pr



P Pc

Ec. (2)

Estos datos no necesitan ser dados en las Especificaciones de Diseño, ya que ellos están ampliamente disponibles en la literatura de referencia en la Industria. Para cálculos de servicios de compresión, al usar los valores críticos actuales de los “Fluidos Cuánticos”, Hidrógeno y Helio, para calcular las propiedades de las mezclas da lugar a errores, los cuales son minimizados al sustituirlo por valores “efectivos” o valores pseudo–críticos. Estos valores son: Hidrógeno

Tc Actual 33 °K (60°R)

Pc Actual Tc Efectiva Pc Efectiva 1317KPa (191Psia) 46°k (83°R) 2255 KPa (327Psia)

Helio

5.5 °K (10°R) 228KPa (33Psia)

13 °K (24°R) 1040 KPa (151Psia)

Proximidad al Punto Crítico – Debe tenerse especial cuidado, para prevenir una trayectoria de compresión que se aproxime mucho a los valores de presión y temperatura crítica del gas. A medida que las condiciones se acercan al punto crítico, la exactitud del valor del factor de compresibilidad y la relación de calor específico se vuelven desconfiables. Por otra parte, un leve enfriamiento puede originar condensación dentro del compresor, lo cual a su vez ocasiona erosión, corrosión y un rápido desgaste. La trayectoria de compresión puede mantenerse separada del punto crítico, seleccionando cuidadosamente los niveles de presión de inter–etapas y controlando la temperatura del agua de enfriamiento del compresor. El ejemplo más común de este problema en los servicios a plantas de proceso es el de la comprensión del Dióxido de Carbono a presiones por encima de la presión crítica, para la alimentación de plantas de urea.

Peso Molecular, Constante de los Gases – El peso molecular, M, de un gas puro y el peso molecular promedio de una mezcla de gases afectan la conversión de la relación de presión al requerimiento de cabezal y la conversión flujo másico a

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flujo volumétrico, y en consecuencia, son de gran importancia en el diseño de servicios de compresión. El peso molecular está relacionado con la “constante del gas”, R, por la constante universal de los gases, R:



R

R M

R = Constante universal de los gases

Ec. (3)

En unidades métricas

En unidades inglesas

8314.34 N m/ ° K kmol

1545.3 Pie lb/ ° R lbmol

8314.34 J/ ° K Kmol

1.9875 BTU/lbmol ° R

La especificación del diseño deberá establecer el peso molecular promedio para cada mezcla gaseosa diferente a ser manejada por el compresor. Si el peso molecular promedio de una mezcla gaseosa (diferente al aire) se espera que varíe con respecto a las composiciones especificadas, ya sea debido a cambio en la alimentación o en el mismo proceso, entonces debe especificarse el máximo rango de variación en el peso molecular. El peso molecular promedio se obtiene al dividir el total de libras por hora entre el total de moles por hora.

Calor Específico, Relación de Calor Específico – Los términos de calor específico utilizados para computar exponentes de compresión y temperatura son como sigue: 1.

La relación de calor específico Cp/Cv = K se usa, cuando se aplica la teoría de compresión isentrópica (adiabática) . Por ejemplo:

  P2 P1

T 2  T 1 2.

k–1 k

(enfriado) Ec. (4)

La capacidad calórica del gas ideal a presión constante, Cp °, y el efecto isotérmico de presión sobre la capacidad calórica a presión constante, Cp, son usadas por el método Edmister para evaluar el exponente de aumento de temperatura, m. Estos términos están relacionados como sigue:

 Cp – Cp°

Cp

Ec. (5)

Para gases ideales a baja presión y altas temperaturas (absolutas), Cp se aproxima a cero y la diferencia de capacidad calórica Cp – Cv se aproxima a R. La especificación de diseño deberá dar el valor de la relación de calor específico promedio, K, para la mezcla a las condiciones de entrada y descarga (usando una temperatura de descarga estimada).

Compresibilidad – La compresibilidad de un gas, Z, refleja la desviación de las características de este con respecto a la del gas ideal, y es definida por:

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Z  PV RT

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

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MPV RT

Ec. (6)

Por lo tanto, el volumen específico, V, de un gas real, no ideal, es calculado por: V  Z R T MP

Ec. (7)

donde:

V =

Volumen específico

R =

Constante universal de los gases

T =

Temperatura

P =

Presión, abs

M =

Peso molecular



m3 /kg

pie3 /lb

8314.34J/ °KKmol

1545.3 pie lb/lbmol °R

°

K

R

°

kPa

lb/pie 2

kg/kmol

lb/lbmol

Entonces el flujo volumétrico actual, Q, es calculado por: Q = F1.W.V

Ec. (8)

donde:

Q

=

Flujo volumétrico, real

W

=

Flujo másico

V

=

Volumen específico

F1

=

Fo

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas



m3 /s kg/s m3 /kg 1

pie3 /min lb/h pie3 /lb 1/60

9.806

1

La compresibilidad también afecta los requerimientos de cabezal para un aumento dado de presión, ya que:

HPoli 

  gc g

P n n–1 P 

 

Z R T1 M

2 1

n–1 n

1 1 F

o

Ec. (9)





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El desarrollo de la ecuación anterior muestra que el cabezal es teoricamente dependiente del valor de compresibilidad, Z, a las condiciones de entrada, independientemente de la magnitud de la relación de presión o de las propiedades del gas a las condiciones de descarga. Aún siendo esto teoricamente correcto, en la práctica se ha conseguido que el uso de un promedio del factor de compresibilidad a la entrada y a la descarga es más confiable para propósitos de diseño de ingeniería, que usar sólo el valor de la entrada. La especificación del diseño deberá incluir el factor de compresiblidad, Z, para la mezcla a las condiciones tanto de la entrada como de la descarga (a una temperatura de descarga estimada).

Contenido de Líquido – La presencia de liquidos en la corriente gaseosa, usualmente es dañina a los compresores y deberá evitarse diseñando un sistema de entrada apropiado. Cuando el gas llega al compresor a condiciones de saturación, la especificación deberá indicarlo así, ya que esto algunas veces influye en la selección de los materiales, diseño del cilindro de enfriamiento y selección del cilindro de lubricación.

Contenido de Sólidos – Partículas sólidas grandes en la corriente gaseosa pueden causar daños mayores en compresores de cualquier tipo. Partículas sólidas pequeñas, tales como desecho de soldadura, productos de corrosión, arena, etc, pueden dañar las válvulas y partes del revestimiento de los compresores reciprocantes, mientras que normalmente pasarán a través de compresores centrífugos y rotativos sin causar daños mayores, a menos que estén presentes grandes cantidades o en forma continua. Cuando se prevea que algunos sólidos lleguen a un compresor bajo ciertas condiciones de operación (tales como polvo de catalizador, partículas de hierro, etc), éstas tienen que ser completamente descritas en la especificación del diseño. Algunos tipos de compresores rotativos tienen mayor tolerancia que otros tipos de compresores, pero ellos también pueden ser dañados fácilmente por excesivos sólidos.

Corrosión – Los constituyentes corrosivos en el gas deben ser identificados incluso para condiciones de operación transitorias. La sustancia corrosiva más común e importante en corrientes de refinería es el sulfuro de hidrógeno, aunque el cloruro de amonio, dióxido de sulfuro, amoniaco, cloruro de hidrógeno, dióxido de carbono y agua pueden llegar a ser significativos tanto en corrientes gaseosas como en servicios de aire. El sulfuro de hidrógeno húmedo es un problema serio, especificamente en compresores centrífugos, ya que éste puede causar agrietamiento corrosivo por tensión de componentes de acero altamente templado y endurecido. Inclusive trazas de sustancias corrosivas deberan ser especificadas en mg/kg (ppm), considerando tanto condiciones de proceso normales, así como las excepcionales.

Tendencia al Ensuciamiento – El ensuciamiento de las partes internas de un compresor ocurre como resultado del arrastre de sólidos finos y la polimerización

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de monómeros insaturados. La predicción de la tendencia al ensuciamiento está basada principalmente en resultados de plantas pilotos y a la experiencia en procesos comerciales anteriores. Las partículas sólidas encontradas con mayor frecuencia en operación normal, después de remover el polvo inicial y escombros son, carbón, partículas de catalizador, partículas de desecantes, y productos de corrosión tales como óxido de hierro, cloruro de hierro, cloruro de amonio y sulfuro de hierro. Otros caso son los de partículas de carbón en procesos de conversión de carbón y partículas de hierro en las plantas reductoras del hierro. Los hidrocarburos más susceptibles a polimerización son acetileno, diolefinas tales como butadieno, y olefinas mayores tales como propileno y más pesadas. Los servicios comunes sujetos a mayor ensuciamiento son: vapores de gas de los procesos de reformación, gas de tope de la unidad de coquificación, y gas de tope del fraccionador de la planta de reformación y craqueo catalítico. La temperatura a la cual comienza el ensuciamiento por polimerización gaseosa normalmente está considerada en el rango entre, 100 ° a 120°C (210° a 250°F), incrementandose al doble para cada incremento de 11 °C (20°F) por encima de los 120°C (250°F). Las etapas y los inter–enfriamientos son diseñadas convencionalmente para mantener todas las temperaturas de descarga por debajo de 120°C (250°F) en servicios donde potencialmente el ensuciamiento por polimeros tenga lugar. La especificación de diseño deberá describir la tendencia de ensuciamiento del gas e indicar si deben ser incluidas y especificadas instalaciones para lavado.

4.6

Efecto del Reciclo Si se elimina el condensado (luego de un enfriamiento ) de la corriente de reciclo alrededor de un compresor que maneje una mezcla gaseosa, el peso molecular y otras propiedades del gas de reciclo cambian con respecto a las de la “alimentación fresca”. Por lo tanto, la mezcla del gas de reciclo y gas fresco que maneja el compresor mientras esté en operación de reciclo es diferente a la de la corriente principal del proceso, y esta diferencia puede afectar significativamente la actuación de compresores centrífugos y axiales, debido a su limitada capacidad de cabezal. Esto es especialmente crítico en el caso del reciclo rico en hidrógeno en reformación, servicios de compresión de gases en plantas de productos livianos, ya que el peso molecular de la mezcla puede ser reducido significativamente por el efecto de remover el condensado. El cambio de peso molecular bajo condiciones de reciclo es especialmente significativo cuando estan involucradas dos o más etapas del proceso de compresión ya que involucra etapas de enfriamiento y separación de condensado. Se ha convenido para diseñar sistemas de reciclo, devolver la corriente de descarga sin enfriar, aguas arriba, a la entrada del sistema desde un enfriador (o condensador), evitando de esta manera la remoción de líquido lo cual cambiaría

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las propiedades de la mezcla gaseosa. Si se usa algún otro diseño de circuito de reciclo, deberá tomarse la previsión de recircular tanto el condesado como el vapor de la descargas al tambor separador de la entrada, para así minimizar el cambio de las propiedades del gas. La alternativa de diseñar el compresor y el elemento motriz o conductor para un punto de operación alterno con peso molecular reducido es costoso y es recomendado solamente si otras alternativas resultan imprácticas. El sistema de reciclo normalmente deberá diseñarse para minimizar el efecto de cambio en las propiedades del gas para una velocidad de reciclo correspondiente a una perdida de alimentación a la planta, la cual requiere una velocidad de flujo de reciclo cerca del 70% del flujo del diseño normal del compresor. En el caso de compresión de etapas múltiples, se deberá considerar el hacer uso de reciclo intermedios alrededor de cada etapa, para reducir el impacto del cambio del peso molecular. Los compresores de desplazamiento positivo son mucho menos sensibles a cambios de propiedades del gas que los compresores dinámicos, y en consecuencia no requieren de diseño de sistemas especiales para la operación de reciclo. Nota: Para todos los sistemas de reciclo, el controlador de la válvula de reciclo tiene que ser diseñado para operar con cambios en las propiedades de la mezcla gaseosa.

4.7

Determinación del Tamaño de Tuberías El diseño básico de sistemas de tubería asociados con los compresores y sus sistemas impulsores se muestran en las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID– GB–203 “Compresores de desplazamiento positivo para aire de servicio e instrumentos”, GB–202–PR “Compresores reciprocantes”. Para mayor información consultar las Prácticas de Diseño (versión 1986), Vol.VII Sec. 11 “O”, Sitemas de tuberías de la unidad del compresor y equipo de tren de proceso.

4.8

Presión de Entrada La presión de entrada debe especificarse como el valor más bajo para el cual se espera que el compresor trabaje de acuerdo al diseño. Cualquier variación en la presión de entrada que pueda ocurrir durante la operación normal tiene que ser especificada. Los compresores de aire deberán tener una tolerancia de 2 kPa (0.3 psi) para la caida de presión a través de la cubierta de entrada, cedazo, filtros y tuberías. La presión de entrada en los sistemas de procesos se controlan frecuentemente modulando el flujo del compresor. El método de control deberá ser identificado en la Especificación del Diseño de la sección de diseño del servicio de compresión.


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La presión de entrada especificada es la presión inmediatamente aguas arriba de la brida, a la entrada del compresor. Cuando se emplea estrangulamiento a la entrada (para el control de una velocidad constante) la presión que debe ser reportada para el diseño del compresor es aquella del lado del compresor en la válvula de estrangulamiento, con la válvula en su posición controladora de velocidad de flujo normal (en consecuencia, con alguna caída de presión a través de la válvula). El termino “entrada” es preferido sobre su sinónimo “Succión” para el uso general de diseño de servicios de compresores.

4.9

Presión de Descarga Normal – La presión de descarga especificada es aquella requerida en la brida de descarga del compresor ó a la salida del eliminador de pulsaciones a la descarga; o sea, aquella requerida a la presión del recipiente aguas abajo más las caídas de presión permisibles por tuberías, intercambiadores, enfriadores, separadores de aceite, etc. El suplidor del compresor establece las pérdidas permisibles a través de la entrada y descarga del eliminador de pulsaciones de compresores reciprocantes (cerca del 1% del nivel de presión absoluta en cada lado). El método para controlar la presión de descarga deberá establecerse en la Especificación de Diseño de la sección de diseño del servicio de compresión.

Máxima – La presión de descarga máxima que un compresor de desplazamiento positivo es capaz de producir está limitada normalmente por la graduación de la válvula de seguridad a la descarga. La presión de descarga máxima que un compresor dinámico puede producir está limitada por su capacidad de cabezal máximo, con una presión de entrada máxima. El cabezal máximo es estimado de la siguiente manera: 1.

Calcule el requerimiento de cabezal al punto de operación normal.

2.

Añada el aumento en cabezal, estimado para entrar en “oleaje”, por el aumento en la relación de presión seleccionada para la Especificación de Diseño.

3.

Para máquinas de velocidad variable, multiplique el cabezal por 110%, cuando el compresor entre en “oleaje”, debido a la flexibilidad para operar a velocidad máxima, o sea, 105% de la velocidad normal.

La presión máxima se cálcula resolviendo la ecuación de cabezal para P2: HPoli



  gc g



 P2  –1 1 P1 F

Z R T1 n n–1 M

n–1 n

o

Usando el peso molecular máximo, M, P 1 máxima y T1 mínima.

Ec. (9)

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Presión de Ajuste La presión de ajuste es el máximo nivel de presión que puede ser alcanzado dentro del compresor, después de que éste se dispare y antes de que la presión sea venteada manualmente. Esto es sumamente importante para el diseño del compresor, por representar la máxima presión a la cual son expuestos los sellos del eje y el área de entrada del compresor. Esta presión normalmente es algo más alta que cualquier presión de operación de entrada y más baja que la presión de descarga, estando limitada, ya sea por una válvula de seguridad en el área de entrada del compresor, o por la presión de equilibrio para el gas cuando éste alcanza temperatura atmosférica (durante una parada). Cuando se esté determinando la presión de ajuste de diseño deberá asumirse que la válvula de bloqueo a la descarga o la válvula de retención a la descarga del compresor estará cerrada, de tal manera que la presión en este punto no estará presente dentro del compresor. Estableciendo una presión de ajuste alta, se minimiza la pérdida de gas, debido al disparo de la válvula de seguridad durante una parada; pero esto requiere de una presión de diseño alta para equipos y tuberías, incrementando así el costo. Por lo tanto, la selección de esta presión establece un compromiso entre la pérdida de gas y el costo inicial del equipo.

4.11

Temperatura de Entrada Debido a que la temperatura de entrada afecta tanto la velocidad de flujo volumétrico como el requerimiento de cabezal para un determinado servicio de compresión, el rango completo tiene que ser especificado. Cuando se colocan intercambiadores en la línea de entrada, el rendimiento del compresor dependerá del rendimiento de los intercambiadores; en consecuencia, se justifica poner especial atención a la interacción intercambiador/compresor. Cuando la seguridad y operabilidad del compresor dependen en alto grado de la actuación o rendimiento de un intercambiador a la entrada, deberían especificarse alarmas para la temperatura del gas de entrada (Por ejemplo, enfriamiento de gas craqueado para prevenir el ensuciamiento del compresor, calentando gas refrigerante, a fín de determinar su influencia en la selección de los materiales y los requerimientos de resistencia al impacto, etc.).

4.12

Temperatura de Descarga La temperatura de descarga del compresor está influenciada por la temperatura (absoluta) de entrada, la relación de presión, el valor del calor específico del gas, y la eficiencia de compresor. Esta efecta el diseño mecánico del compresor, la tendencia al ensuciamiento del gas, la selección de etapas y el diseño del enfriador de descarga, más el diseño mecánico de la tubería y el requerimiento de aislamiento. Sin embargo, ésta puede ser estimada únicamente durante la fase

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de diseño del servicio, debido a que la eficiencia del compresor actual no es conocida aún. Se presentan métodos para estimar temperaturas de descarga en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04. Durante la fase de ingeniería de detalle, luego de haber seleccionado el suplidor del compresor y el modelo, todos los aspectos del diseño del sistema que dependan de la temperatura de descarga (por ej. temperatura de entrada al post–enfriador) tienen que ser chequeadas contra la predicción de la temperatura de descarga suministrada por el suplidor del compresor. La limitación en la temperatura de descarga para los diferentes tipos de compresores son cubiertas en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VII Subsecciónes E, F, G, H e I.

4.13

Etapas del Proceso Razones para Diseñar el Proceso de Compresión por Etapas – Los servicios de compresión de alta relación de presión comúnmente se separan en etapas de compresión múltiples y casi siempre incluye enfriadores entre etapas a fin de remover el calor generado en la compresión. La compresión se lleva a cabo por etapas, por las siguientes razones: 1.

Para limitar la temperatura de descarga de cada etapa a niveles que sean seguros desde el punto de vista de limitaciones mecánicas o tendencia de ensuciamiento del gas.

2.

Para tener disponibles corrientes laterales, en la secuencia de compresión a niveles de presión intermedia, tales como en los sistemas de los procesos de refrigeración.

3.

Para aumentar la eficiencia total de compresión (a fin de obtener una reducción en potencia) manteniendo la compresión tan isotérmica como sea posible, optimizando la inversión adicional en enfriadores interetapas y los costos de operación del agua de enfriamiento contra el ahorro de potencia. Esto es un factor significativo en compresores de aire en plantas y en compresores de aire para procesos de gran capacidad.

4.

Para enfriar las entradas a las etapas y de ésta manera reducir los requerimietos de cabezal de compresión total, suficientemente a fin de reducir el número de etapas de compresión requeridas. Esto da como resultado compresores más compactos y de costos de construcción más bajos.

5.

Para fijar el aumento de presión por etapa a las limitaciones de presión diferencial del tipo de maquinaria: limitaciones en carga de empuje axial en los compresores centrífugos, limitaciones de tensión en la varilla del pistón

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en los compresores reciprocantes, deflexión del rotor y empuje en los rotativos.

Definiciones de etapas de Compresión – El término “etapa de compresión del proceso” describe el paso de compresión entre dos niveles de presión adyacentes en un sistema de proceso. La “etapa de compresión del proceso” puede ser ejecutada por una o más “etapas del compresor”. Ejemplos de “Etapas de compresión del proceso” son: 1.

Servicios de compresión de gas craqueado en el proceso de Pirólisis con Vapor “Steam Cracker” con enfriamiento intermedio para limitar la temperatura de descarga de la etapa, de tal forma que el ensuciamiento sea minimizado.

2.

En procesos de niveles múltiples de sistemas de refrigeración, vapor refrigerante del tambor de vaporización instantánea y de los enfriadores de nivel superior, es admitido al compresor a los niveles óptimos de presión intermedia, dividiendo asi el aumento de presión total en varias porciones discretas o “Etapas de Compresión del Proceso”

3.

Los compresores centrifugos de aire son frecuentemente enfriados entre las etapas del compresor a fin de minimizar el consumo de potencia. Esta práctica común se debe principalmente a que el costo de potencia representa una gran porción del costo de operación de muchos procesos que utilizan aire comprimido.

4.

Los servicios de compresores reciprocantes con una alta relación deben dividirse en etapas de compresión múltiple a fin de mantener las temperaturas de descarga del cilindro dentro de los límites impuestos por las consideraciones de lubricación del cilindro.

5.

En las plantas de caucho sintético “Butyl Rubber” el servicio de compresión de cloruro de metilo es dividido en etapas de baja y alta presión a fin de permitir la remoción del agua y del hexano entre etapas, y además permitir la admisión de una corriente lateral de cloruro de metilo en un nivel de presión intermedia.

El término “etapa compresora” describe un montaje de elementos de trayectoria de flujo, diseñados para realizar toda o una parte de la etapa de compresión del proceso. Ejemplos de “etapas compresoras” en varios tipos de mecanismos son: 1.

Para compresores centrifugos, cada álabe guía en la entrada, el impulsor, el difusor y el conjunto de canal de retorno.

2.

Para compresores axiales, cada fila de paletas rotativas y su fila de paletas estacionarias siguientes.

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3.

Para compresores reciprocantes, cada cilindro o conjunto de cilindros ordenados en flujo paralelo.

4.

Para compresores rotativos, la mayoría de las carcazas (con el conjunto de rotor) son de una etapa sencilla. Algunos diseños especiales tienen dos etapas compresoras (con enfriamiento intermedio) dentro de un bloque sencillo.

Equipo Interetapa – El equipo interetapa normalmente está diseñado conjuntamente con el servicio de compresión, y las especificaciones incluidas en las Especificaciones de Diseño. Excepciones de esta regla lo constituyen las plantas en forma de paquetes y compresores de aire de proceso, para los cuales el suplidor diseña y suministra todo el equipo interetapa. Los compresores reciprocantes complejos de etapas múltiples (y servicios múltiples) son manejados comúnmente de ambas maneras, dependiendo principalmente de las preferencias de la organización de la ingeniería de detalle. Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) vol.VII Sec. 11H “Montaje de Equipo Interetapa, Accesibilidad y Multiplicidad”. Los elementos de equipos interetapas incluyen enfriadores, tambores, separadores, válvulas de seguridad y tuberías. El uso de válvula interetapas únicamente se requiere cuando volúmenes grandes de líquido almacenado en separadores requieren aislamiento, a fin de mantener una seguridad contra incendios. Las lineas de recirculación manual para cada etapa, frecuentemente se proveen para ayudar en las operaciones de arranque y para ayudar a mantener los niveles de presión interetapa cerca de los niveles normales, bajo condiciones de carga parcial.

4.14

Control Para decidir sobre el sistema de control de una unidad de proceso es importante conocer las variables de proceso que son importantes y las herramientas de control y medición requeridas para efectiva operación de la unidad. En el campo de compresión, la experiencia operacional facilita el análisis del sistema de control requerido, el cual varia con el tipo de compresión. En la especificaciones de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R “Compresores centrifugos”, GB–202–PR “Compresores reciprocantes” GB–203 “ Compresores de desplazamiento positivo para aire de servicio e instrumentos”, GB–204–R “Compresores rotatorios”, se muestran las normas de instrumentación y contro de cada uno.

4.15

Cabezal Requerimiento de Servicio – “Cabezal” es un término usado en la determinación de la cantidad de energía que debe ser añadida a cada unidad másica de gas para producir el incremento deseado de presión. Las unidades que normalmente se utilizan son:

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1 x Joules de energía  metros de cabezal g Kilogramos de gas Pie – lb de energía lb de gas



Pie del cabezal

El término “cabezal” ha sido tomado del campo de la hidráulica, donde la altura de una columna de liquido en metros (pie) es equivalente a la energía teoricamente requerida para producir la presión estática existente en la base de la columna. El concepto puede ser aplicado al campo de fluidos compresibles si la de presión se sustituye por “presión en la base de la columna” y el peso molecular se sustituye por la gravedad específica del líquido. El requerimiento de cabezal para compresiones de vapor se calcula por: H Poli 

  gc g

  PP 

Z R T1 n n–1 M

2 1

n–1 n



–1

1 Fo

Ec. (9)

Detalle de esta ecuación son presentados en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04. El cabezal requerido, es un concepto útil para el diseñador del servicio de compresión, ya que: PG 

WxH Eficiencia

Ec. (10)

donde:

PG = Potencia del Gas

En unidades métricas Kw

En unidades inglesas Hp

Capacidad del Compresor – Los compresores dinámicos, debido a que tienen limitaciones finitas de velocidad periférica, tienen limitaciones en la cantidad de energía que una etapa dada pueda convertir en presión; es decir tienen limitación en la capacidad de cabezal. Esta limitación está definida por una curva característica de cabezal–capacidad la cual difiere para cada diseño de mecanismo centrifugo y axial. Cuando a un compresor dinámico se le imprime una condición de requerimiento de cabezal en exceso de su capacidad, el “oleaje” (flujo en reverso) ocurrirá. El “oleaje” puede causar daños o fallas al compresor. Los mecanismos de desplazamiento positivo no tienen limitaciones de cabezal como tales, pero en cambio poseen limitaciones impuestas por aumento de presión a través de una etapa del compresor, aumento de temperatura, o por la capacidad de fuerza del vástago del pistón.

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4.16

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Condiciones Extremas de Operación Además de la selección de las condiciones normales de operación, el diseñador del servicio tiene que especificar el rango de los puntos de operación alterna que debe ser capaz de aguantar el compresor. Estos puntos de operación alterna son seleccionados, de tal manera que incluyen las condiciones de operación más difíciles o severas para el tipo de compresor seleccionado en particular. En las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VII secciones 11 E, F, G, H, e I, detallan las limitaciones particulares de cada tipo de mecanismo, pero la tabla siguiente, resume el significado de los parámetros, en sus valores extremos, en general:

Parámetro

Factores Afectados Al valor mínimo del Al valor máximo del Parámetro Parámetro

Flujo volumétrico

Bajo valor para el extremo final del rango de diseño para el mecanismo y los controles del flujo de proceso.

Diseño básico del tamaño de la carcaza y todos los elementos de la trayectoria del flujo.

Flujo másico

Poca significación.

Temperatura de entrada

Selección de materiales para resistencia de impacto; selección de aceite lubricante y/o aceite de sello.

Requerimiento de Cabezal; temperatura de descarga.

Temperatura de descarga

Poca significación.

Presión de entrada

Requerimiento de Cabezal; aumento potencial de temperatura; máxima velocidad de flujo volumétrico; máxima presión diferencial que los elementos mecánicos deben soportar; potencial de ingreso de aire atmosférico (vacío).

Diseño de etapa, Diseño del mecanismo para el control de expansión térmica y espacios muertos críticos; potencial formación de coque e inflamación del lubricante y aceite de sello; selección de materiales. Capacidad de máxima velocidad de flujo másico del compresor, y porsupuesto el requerimiento de potencia; potencial de presión de descarga del mecanismo; diseño del sistema de sello del eje.

Requerimiento de Potencia.

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Parámetro

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Factores Afectados Al valor mínimo del Al valor máximo del Parámetro Parámetro

Presión de descarga

Potencial de máxima velocidad de flujo volumétrico (compresores dinámicos).

Requerimientos de cabezal; diseño de carcaza y de los pernos; presión diferencial máxima que deben soportar los elementos.

Peso molecular

Máxima capacidad de cabezal de la máquina.

Velocidades permisibles del gas dentro de la máquina debido al nivel de velocidad sónica (compresores dinámi cos); máximo requerimiento de potencia.

El diseñador del compresor debe reajustar las condiciones extremas de operación y además optimizar el diseño de la máquina para las condiciones de operación más frecuentes. Por esta razón el diseño del servicio de compresión deberá incluir alguna indicación acerca del intervalo de tiempo anticipado para cada condición de operación especificada.

4.17

Consideraciones para el Arranque Objetivos de la Prueba Inicial con Aire – Las unidades compresoras para servicios de gas y aire, usualmente son probadas con aire, por un período corto, después de su instalación inicial, después de trabajos mayores de mantenimiento, o antes de comenzar largos períodos de funcionamiento. El principal propósito de esta corrida de prueba es exponer y corregir deficiencias mecánicas que de otra manera podrían parar el proceso. Los objetivos específicos pueden resumirse como sigue: 1.

Verificar la limpieza y operabilidad del aceite lubricante y los sistemas de sello del eje.

2.

Probar todas las señales permisibles de arranque, señales de alarmas y paradas asociadas con la unidad compresora.

3.

Revisión de las partes de desgaste (sellos de contacto, anillo de pistones, empaque del vástago del pistón, acoplamientos, dientes de engranaje, artículaciones del gobernador, etc.) a baja velocidad y carga liviana, con altas velocidades de lubricación, y con paradas frecuentes para enfriamiento e inspección.

4.

Probar el encendido y apagado del accionador y sistemas del control modular y cualquier control integrado de la máquina.

5.

Verificar operabilidad del sistema de suministro de servicio de la planta con una carga tan alta como sea posible, operando con aire del compresor.

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6.

Verificación de alineamientos de acoplamientos y niveles de vibración con el compresor y conductor a temperaturas tan cercanas a la temperatura de operación, como sea posible.

7.

Dar oportunidad de entrenamiento al operador.

8.

Soplado y/o secado de las lineas de proceso y equipos.

Facilidades Requeridas para la Prueba Inicial con Aire – Usualmente se requieren facilidades especiales en el sistema de tuberías de los compresores de tal forma que la prueba inicial con aire pueda realizarse conjuntamente con otros acondicionamientos del equipo del tren de procesos. Estas facilidades son: 1.

Una línea auxiliar corta con bridas en la línea de entrada, dentro de la válvula de bloqueo de entrada, para servir como una toma de aire temporal; una portezuela de acceso para inspección, y un filtro temporal y portezuela removible. Esta línea corta normalmente es parte del diseño del filtro temporal.

2.

Filtros temporales, según las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R y GB–203 son usados durante la prueba inicial con aire y al inicio de la operación del proceso, para proteger al compresor del polvo, objetos y escombros que podrían quedar a la entrada del sistema, ya sea por accidente o por descuido en la inspección.

3.

Una línea auxiliar corta, de aproximadamente la mitad del diámetro de la línea, a la descarga, dentro de la válvula de bloqueo a la descarga, que sirva como una portezuela de descarga.

4.

Facilidades para disminución de ruidos, algunas veces se requerirán a la entrada del aire y en las portezuelas de descarga temporal.

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Circuito Cerrado para la Prueba Inicial 1. Recirculación de una Mezcla de Gas Inerte – Mientras que casi todos los compresores centrífugos diseñados para servicio de gas, pueden operarse en forma segura y continuamente con aire, otros no pueden hacerlo, debido a que la temperatura de descarga (o la temperatura en alguna etapa intermedia del compresor) excederá la máxima temperatura de trabajo permisible de la máquina. Esto tiende a ocurrir con mayor frecuencia, cuando la temperatura normal de entrada al proceso de servicio está muy por debajo de la temperatura del ambiente, cuando la relación de presión de servicio es muy alta, cuando el cabezal está por encima de 15000 m (50000 pie), cuando la relación de calor específico del gas está muy por de bajo a la del aire, y con accionadores de velocidad constante. Tanto los servicios de gases de alto peso molecular, como los de bajo peso molecular, pueden presentar problemas de temperatura de descarga operando con aire. El accionamiento con velocidad variable, lo cual permite operar a baja velocidad, da alguna flexibilidad para limitar la temperatura de descarga, pero el operar a velocidad parcial no es tan útil como operar a la velocidad de diseño, debido a que en el primer caso se expone a muchos problemas mecánicos potenciales. El ejemplo más común de dificultad de operación es el servicio de refrigeración con etileno. Otro ejemplo es el de gas de alimentación rico en hidrógeno, en el proceso de Hidrotratamiento. En los casos donde la temperatura de descarga en aire pueda predecirse que estará cerca, o ligeramente por encima de la temperatura máxima permisible por la carcaza, pueden hacerse una serie de corridas de prueba muy cortas e intermitentes bajo estricto control para probar la seguridad de una corrida prolongada y para detectar problemas que puedan surgir a velocidad máxima. Cuando haya riesgo de daños al compresor, aún haciendo corridas cortas, se pueden hacer circuitos cerrados temporales a bajo costo y llenados con una mezcla de helio–nitrógeno para recircular. Mezcla de gas y detalles del circuito deberan ser determinados por los ingenieros encargados, con el asesoramiento del suplidor del compresor. 2.

Riesgos al Circular Aire – Los compresores centrífugos con sellos de aceite no deberán operarse en ningún momento en un circuito cerrado usando aire u oxígeno, a menos que se incluyan aspectos especiales de seguridad tales como los descritos más adelante. De otra manera, podría aumentar la fuga de aceite de sello en la corriente circulante de aire, hasta formar una concentración explosiva. Ver también las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VIII. Sec. 15–B. “Minimizando los riesgos de fuego, explosiones o accidentes”.

Un ejemplo, es el uso de un compresor de gas de reciclo en un Reformador Catalítico (Powerformer) equipado con sellos de aceite en eje para circular aire

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para el secado del sistema de tuberías o para regenerar el catalizador. Para evitar el paso de aceite desde los sellos del eje hacia la corriente de aire circulante, el compresor deberá ser especificado, para inyectar nitrógeno en el laberinto interno del sello del eje. El nitrógeno actúa como una barrera de gas inerte entre el aire caliente a la descarga del compresor y el aceite de sello en las cámaras internas del drenaje de aceite, y provee una atmósfera inerte en el sello interior. El gas amortiguador también sirve como una barrera, que impide la entrada de aceite a las tuberías del sistema. Los sistemas de gas amortiguador deben dotarse de instrumentos de alarmas de baja presión diferencial, para señalar una falla del sistema de protección. Aplicaciones de este tipo deberán ser revisadas con un especialista en máquinas rotativas. Los compresores reciprocantes con cilindros lubricados no debe ser operados nunca en un circuito cerrado usando aire u oxígeno, ya que se podría generar una mezcla explosiva en el circuito.

Condiciones de Proceso – El diseño del control y sistemas de reciclo de los compresores deberán considerar dos situaciones anormales de operación que frecuentemente ocurren cuando maquinarias nuevas o reparadas son puestas en servicio de proceso. Primero es deseable, probar el compresor y el accionador bajo flujo total, y condiciones de carga total, incluso cuando el flujo de alimentación a la planta esté muy por debajo de lo normal. Esto requiere que el sistema de reciclo sea diseñado para permitir flujo nominal al compresor. Para esta operación de prueba, no se necesita alta eficiencia del sistema. Luego, pueden ocurrir períodos prolongados de bajo flujo de alimentación a la planta, debido a consideraciones operacionales o de mercado, haciendo deseable la operación eficiente de compresión a carga parcial. Diseñar para ésta condición puede influir en los pasos de control a la descarga, para compresores reciprocantes, y posiblemente el número de unidades paralelas provistas. Con compresores dinámicos, la eficiencia de operación a carga parcial puede ser maximizada especificando y seleccionando el diseño del compresor con estabilidad máxima (flujo mínimo de oleaje) y aplicando y optimizando el sistema de control “anti–oleaje” que considera las características actuales de la máquina asi como también la velocidad de flujo.

4.18

Flexibilidad para Expansión Una estrategia de inversión en medios de manufactura y planificación a largo plazo ocasionalmente justifica una preinversión en el equipo inicial de planta, a fin de permitir una futura expansión de capacidad a bajo costo. Los servicios de compresión, junto con otras operaciones unitarias de planta, pueden ser especificadas inicialmente para el grado deseado de flexibilidad de expansión. Simplemente el dejar un espacio de terreno para operar un compresor adicional en paralelo, es una práctica poco usada, porque el dejar espacios de terreno

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grande, para el equipo del tren de proceso asociado, resulta muchas veces poco económico desde el punto de vista de disposición de equipo. La mejor manera de prepararse para una expansión de servicios de compresión, en la mayoría de los casos, es especificar las condiciones de operación futuras que puedan ser definidas junto con las condiciones iniciales. Luego, especificar que el compresor, el elemento motriz y los equipos auxiliares principales (tales como tambores separadores, tuberías, sistema auxiliares de aceite, etc.) sean diseñados con un criterio de ingeniería para un costo bajo de aumento de capacidad, cuando se requiere por una expansión prevista de la unidad.

4.19

Requerimientos de Potencia

Generalidades – Los requerimientos de potencia de los servicios de compresión tienen que ser estimados en la etapa de diseño del servicio, de tal forma que los requerimientos de diseño de los sistemas de servicios puedan ser especificados y los costos de operación estimados . Los cálculos son realizados por métodos y datos presentados en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA– MDP–02–K–04. Después de la selección de los modelos de equipos, los diseños del sistema de servicio deben ser comparados con la garantía de consumo de servicios por parte del suplidor.

Reclasificación de la Capacidad del Compresor Operado a Máxima Carga Las turbinas a gas, motores y accionadores de motores eléctricos, son frecuentemente prediseñados para una capacidad normal fija, ocasionando esto que los accionadores seleccionados sean algo más grande, que el tamaño mínimo requerido por las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R, GB–202–PR, GB–203 y GB–204–R. El margen de potencia disponible de esta manera en los accionadores puede ser aprovechado aumentando la capacidad del compresor al nivel de requerimientos de potencia que se ajuste al criterio de selección de tamaño del accionador según las especificaciones arriba mencionadas. Si este incremento en capacidad tuviese un valor económico, y si un leve incremento en la velocidad del flujo de oleaje es aceptable, la Especificación del Diseño estipulará: “Si existe un margen entre el requerimiento de potencia nominal del compresor y aquel permitido según la clasificación del elemento motriz seleccionado, entonces la calibración de la capacidad del compresor debe incrementarse hasta que el accionador quede a carga máxima (según especificaciones de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R, GB–202–PR, GB–203 y GB–204–R)” . El diseño del equipo del tren de proceso debe ser revisado entonces para determinar cómo lo afecta este incremento de capacidad.

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4.20

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Condiciones Ambientales Las siguientes condiciones ambientales afectan el diseño y las instalaciones de los servicios auxiliares para las unidades compresoras, y tienen que ser cubiertas en las Especificaciones de Diseño:

Factores que Afectan a todas las Unidades Compresoras: 1.

Altura – La presión barométrica afecta la conversión de un indicador de presión manométrica a valores de presión absoluta.

2.

Rango de Temperatura Ambiente – Esto determina la clasificación climática de la zona (según esp ecificaciones de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R, GB–202–PR, GB–203) e influye en el diseño del rendimiento de compresores, turbinas a gas y motores de combustión interna.

3.

Polvo y Arena – Cantidades excepcionales de polvillo (como partículas de catalizador) y arena, tienen un efecto adverso en aquellas piezas descubiertas, tales como el vástago de las válvulas, laberintos de sellos de eje, articulaciones mecánicas de la turbina, y mecanismos posicionadores de los álabes directores del estator de compresores axiales.

Factores que Afectan a los Compresores de Aire, Turbina a Gas y Motores 1.

Altura –La presión barométrica afecta el volúmen específico del aire y en consecuencia, afecta el diseño del rendimiento de todas la las máquinas que operan con aire.

2.

Sustancias Corrosivas y Sólidas en el Aire – La calidad del aire en los alrededores de la entrada afecta los requerimientos de filtrado y puede afectar la selección de máquinas y materiales del sistema. La presencia de rocío de mar, vapores salados y gases químicos deben ser especificados.

3.

Dirección Predominante del Viento – Esto afecta la ubicación que se seleccionará para las tomas de aire, con respecto a válvulas que descargan a la atmósfera, fuentes de gases aceitosos, fuentes de vapores químicos, rocio de mar, etc.

Factores que Afectan a los Compresores de Gas 1.

Restricciones de Emisión Atmosférica – El diseño del sistema de sello del eje es afectado por la cantidad permitida de emisión continua de gas.

4.21

Líquido en Corrientes Gaseosas

Riesgos – La presencia de líquido en la corriente gaseosa perjudica a los compresores en diferentes formas:

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1.

Porciones de líquido pueden causar graves daños a casi todos los tipos de compresores.

2.

El agua en cantidades muy pequeñas se puede combinar con H2S del gas, y producir fractura por corrosión debido a esfuerzos en las partes de acero de gran resistencia.

3.

Cantidades pequeñas de agua pueden combinarse con H2S y CO2 para formar ácidos, los cuales aceleran la fátiga por corrosión y erosión, además de la corrosión de las partes incluidas en la trayectoria del gas.

4.

Hidrocarburos líquidos y agua en la corriente gaseosa, diluyen y lavan la películas lubricantes de los cilindros de los compresores reciprocantes, acelerando grandemente la velocidad de desgaste de las piezas de contacto: anillos de pistones, forros del cilindro, empaque de vástagos, vástagos y válvulas.

Los compresores reciprocantes son muy sensitivos al arraste de líquido, ya sea en forma intermitente o en forma continua. Los compresores centrífugos son muy sensitivos a la corrosión por líquidos. Los compresores rotatorios del tipo anillo y tornillos helicoidales tienen la mayor tolerencia a todas las formas de líquido. Si bajo alguna circunstancia predecible, se puede esperar que algún líquido alcance el compresor, esta situación debe ser completamente descrita en la especificación de diseño.

Medios para Proteger los Compresores – Para evitar estos riesgos al compresor el sistema de proceso podría proveerse de los siguientes tipos o medios de remoción de líquido. 1.

Proveerse de un tambor separador en la línea de entrada al compresor para remover las porciones de líquido arrastradas en el gas. Además se especificarán alarmas de alto nivel de líquido y disparo automático del compresor.

2.

Se especificarán trazas de calor y aislamiento de la tuberia de entrada cuando el enfriamiento de la misma, debido a la temperatura ambiental sea tal, que pueda condensar parte de líquido de la corriente gaseosa.

3.

Especificar celdas colectoras de líquido, con cristales de nivel y drenaje con válvulas, colocados cerca de la brida de entrada al compresor, y así permitir un arranque seguro y facilitar el control normal de contenido de líquido. Estas instalaciones no son adecuadas para una separación y remoción continua de líquido.

4.

Todos los tramos largos horizontales de la línea de entrada y las celdas bajas deberán estar provistos de drenajes en los puntos bajos.

5.

Ocasionalmente, cuando es problemática la condensación en la tubería, residuos de arrastre, o los productos de corrosión en los sistemas de

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compresores reciprocantes inmediatamente aguas arriba compresores, se instalan una especie de filtros coalescentes.

de

los

Beneficios en el Uso de Inyección de Líquido – Generalmente mientras que el líquido tiene el potencial para hacer mucho más daño que bien en los compresores, ocasionalmente se inyecta en forma deliberada a fin de mejorar, mantener o restablecer el rendimiento del compresor. Por ejemplo:

4.22

1.

Para prevenir el depósito de polímeros en superficie internas en servicios de gas de ensuciamiento, continuamente se inyecta aceite de lavado en la corriente gaseosa y en las etapas individuales del compresor.

2.

El lavado intermitente con solventes fuertes se usa algunas veces para disolver y limpiar depósitos de ensuciamiento.

3.

Ocasionalmente se inyecta agua, para suministrar enfriamiento evaporativo del calor de compresión, como un preventivo del ensuciamiento. Esta técnica reduce el cabezal de compresión, retardando continuamente el aumento de temperatura, aunque el ahorro en potencia se ve disminuido notablemente por el aumento en flujo másico añadido por la inyección. El método de inyección de agua es utilizado comercialmente para retardar la polimerización en compresores que manejan corrientes ricas en acetileno, debido a la gran tendencia de polimerización del acetileno. Esta práctica es efectiva y relativamente segura para compresores rotativos; para compresores centrífugos sólo es aplicada donde el enfriamiento marginal se requiere para evitar un aumento grande en la inversión por ejemplo, para eliminar la necesidad de una etapa de proceso adicional de compresión. Se requiere de agua limpia y tratada para evitar la deposición de sólidos dentro del compresor. Se requiere un diseño individual de los medios de inyección.

4.

La inyección de aceite de enfriamiento se aplica comercialmente en compresores de aire de servicios del tipo rotativo para minimizar el número de etapas y obtener una eficiencia alta. El aceite es separado a la descarga del compresor, es enfriado y luego recirculado a través de la máquina.

Materiales para Maquinarias Generalidades – Especificaciones de materiales para compresores y accionadores se encuentran en las especificaciones de ingeniería (ver referencias) de Maquinarias y sus Complementos de Normas API. Ellas en consecuencia no necesitan presentarse en las Especificaciones de Diseño bajo circunstancias normales. El uso del término “materiales según norma del suplidor” deberá evitarse en las especificaciones, ya que esto implicaría la aceptación de materiales convencionales en lo que podría ser un ambiente de servicio severo o fuera de lo normal.

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Corrosión con Esfuerzo de Acero Super–Templado – Los aceros supertemplados usados en las piezas de compresores centrífugos sometidos a grandes esfuerzos, están sujetos a ruptura por agrietamiento de corrosión con esfuerzo, cuando se exponen a H 2S húmedo. Debido a que normalmente resulta impráctico remover el sulfuro de hidrógeno a niveles suficientemente bajos como para evitar este peligro, se brinda protección seleccionando acero con baja susceptibilidad (debido a su limitada resistencia a punto cedente) y minimizando el agua en fase líquida en la corriente gaseosa. Las tuberias de entrada para servicios de compresión conteniendo H 2S y vapor de agua a condiciones de saturación deberán especificarse de tal forma de tener trazas de vapor, a fin de prevenir que se forme condensado a lo largo de las paredes de la tubería. Deberá tomarse un cuidado especial en el diseño del tambor separador y los medios de drenaje de la tubería de entrada y además el diseño mecánico de la tubería, ya que ésta puede alcanzar la temperatura máxima generada por la traza de vapor, tan pronto como se pare la máquina.

Medidas Especiales para Prevenir la Corrosión – Si por experiencia previa, desarrollos de plantas pilotos o trabajos de pruebas de laboratorio se han desarrollado medidas especiales para evitar problemas de corrosión únicos, éstos deberan mencionarse en las Especificaciones de Diseño. Un ejemplo sería el uso de superficies galvanizadas o aluminizadas en compresores manejando monóxido de carbono para prevenir la corrosión carbonilica. Un segundo ejemplo sería la protección contra el dióxido de azufre en la atmósfera de la planta, pintando con epoxy la superficie interna del equipo interetapa de los compresores y la tuberia.

4.23

Características de los Servicios de Compresión que Afectan los Sellos del Eje Presión – Las siguientes presiones influyen en el diseño del sistema de sellado del eje y deberán ser incluidas en las Especificaciones de Diseño. 1.

Presión de entrada mínima, por períodos breves o prolongados especialmente si está cerca o por debajo de la presión atmosférica.

2.

Máxima presión de entrada para operación.

3.

Presión de ajuste, luego de una parada automática.

Significado de Fuga a la Atmósfera – Varios tipos de sistemas de sello de ejes de compresores, permiten una fuga continua de gas a la atmósfera o a un cabezal de mechurrio a velocidades bajas y controladas. Para encaminar la ingeniería de detalle del sistema se deberán indicar las siguientes características: 1.

Naturaleza peligrosa del gas que sale debido a la toxicidad, inflamabilidad o corrosividad.

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2.

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Valor económico del gas que se pierde.

Implicaciones de Ingreso de Sellador en la Corriente Gaseosa – Varios tipos de sistemas de sello de ejes tienden a permitir fuga de fluidos selladores en la corriente gaseosa. Para encaminar la ingeniería de detalles del sistema, deberá indicarse la sensibilidad del proceso a pequeñas cantidades de los siguientes selladores: 1.

Aire atmosférico, en pequeñas cantidades.

2.

Aceite lubricante, en pequeñas cantidades.

3.

Gas amortiguador.

Disponibilidad de Gas Amortiguador – Algunos diseños de sistemas de sello de ejes se oponen a la fuga de gas y al ingreso de aire/aceite presurizados a la zona de sellado, con un gas “amortiguador” usualmente gas inerte o nitrógeno de servicio. La disponiblidad de tal fuente gaseosa deberá ser anexada en la Especificación de Diseño, junto con los otros servicios.

4.24

Diseño para Mínimo Mantenimiento A pesar de que todas las instalaciones de compresores en los procesos modernos son diseñados para un bajo uso de personal en las funciones de operación y mantenimiento, algunas opciones están disponibles al diseñador a fin de mejorar la seguridad, operabilidad y mantenimiento en situaciones de mínimo uso de personal a cambio de un aumento en la inversión. Las opciones consisten primeramente en las áreas de instrumentación supervisoria y en las facilidades de mantenimientos y éstas son cubiertas en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VIII, Sec. 11 “P”.

4.25

Exactitud de la Información de Ingeniería Suministrada por el Suplidor Una gran parte de los datos de ingeniería y costos suministrados por el vendedor son requeridas para planificar, diseñar y ejecutar la aplicación de maquinaria a los servicios del proceso. Esta información tiende a ser menos exacta y confiable durante las fases de planificación y diseño del proceso de un proyecto, que en la fase de ingeniería de detalle. Esto se debe a que los representantes de los suplidores de maquinarias pueden ponerle menos atención a los detalles de ingeniería, antes de que la aplicación entre en la etapa comercial. Por esta razón, la confianza que un diseñador deposita en la información de ingeniería del suplidor debe ponerse en juicio, de acuerdo a la base en que se obtiene. Los datos anticipados por el suplidor son considerablemente más confiables cuando provienen de modelos normales de máquinas prediseñadas y de unidades

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que han sido construidas con anterioridad, que aquellos provenientes de máquinas diseñadas contra pedidos especificos que son usados frecuentemente en aplicaciones de proceso. Los datos de ingeniería provenientes de los suplidores normalmente se disponen como siguen, en orden ascendente de confiabilidad:

Los Catálogos de Productos, se emiten rutinariamente a las oficinas principales de ingeniería. Su interpretación puede requerir la asistencia de ingeniería de ventas. No se incluyen con frecuencia, los diseños de máquinas nuevas. Usualmente los datos son breves y generalizados, y algunas veces caducos.

Las Investigaciones de Pre–oferta son realizadas por ingenieros de venta en respuesta a requisiciones, para estimados e información de planificación. Los rendimientos y estimados de costos tienden a ser optimistas, ya que en esta etapa no siempre se preveen detalles que reducirán la eficiencia y aumentarán los costos. En raros casos, donde se necesitan muchas licitaciones y/o diseños para asegurar la confiabilidad de la información anticipada para el uso del diseño de proceso, se negocian contratos especiales para este servicio con uno o más suplidores previamente seleccionados.

Las Propuestas Comerciales son preparadas como respuesta a un estudio de compra formal al comienzo de la ingeniería de detalles. Las propuestas normalmente son más confiables que los resultados de investigación de prepropuesta para costos y datos de rendimiento, aunque poseen considerablemente menos detalles de ingeniería que los que se aplican a una orden.

Las Ordenes de Diseño son realizadas en detalle completo después de que una orden es colocada, y constituye la base para el diseño detallado de la instalación. Los detalles dimensionales no se desarrollan normalmente hasta esta etapa.

4.26

Presión y Temperatura de Diseño

Generalidades En los campos de compresores y turbinas, los términos “presión de diseño” y “temperaturas de diseño” no tienen definiciones consistentes y aceptadas uniformemente. En consecuencia, su uso se deberá evitar en los documentos de especificación de maquinarias. Otros términos se usan dentro de cada uno de los campos del tipo de maquinaria a fin de describir los límites dentro de los cuales el suplidor tiene que diseñar el mecanismo para su seguridad estructural. Estos límites de seguridad estructural tienen que ser iguales o mayores que las condiciones de servicio “nominales”, dentro de la cual tiene que operar la máquina. Por ejemplo, el modelo de máquina seleccionada tiene que tener la presión “máxima permisible” y límites de temperatura que igualen o excedan las

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condiciones de servicios especificadas por el diseño del proceso para así garantizar seguridad estructural. La temperatura para la cual, la máquina tiene que ser estructuralmente segura, se refiere a la temperatura del metal a la condición más severa de presión y temperatura coincidentes. La temperatura del metal iguala a la temperatura del fluido en todos los tipos de fluidos comerciales. La presión a la cual la máquina tiene que ser estructuralmente segura se refiere a aquélla utilizada para determinar el espesor mínimo de pared de las cavidades presurizadas. Para estar “estructuralmente seguro” al operar a presiones y temperaturas extremas, los mecanismos compresores tienen que ser capaces de evitar fugas por la bridas o fracturas de la carcaza. El espacio interno libre tiene que ser adecuado para prevenir interferencias entre las piezas movibles y estacionarias causadas por distorsión de la carcaza. El arreglo de los soportes tienen que preservar alineamientos operables en posición adecuada. La envoltura de los sellos y los sellos de eje tienen que ser diseñados para prevenir la falla de piezas y fugas grandes.

Compresores Centrífugos Presión de Diseño – La equivalencia de “presión de diseño” para las carcazas de compresores centrífugos es la “presión máxima de trabajo de la carcaza” la cual está definida por la norma API 617 como la máxima presión que pueda existir en el compresor bajo las condiciones más severas de operación. Esta presión es determinada, añadiéndole a la máxima presión de succión que se pueda registrar, la presión diferencial que el compresor está en capacidad de desarrollar en el sistema cuando está operando a las condiciones combinadas más severas. Al establecer el máximo requerimiento de presión de trabajo de la carcaza se deberá tomar en consideración las variaciones en peso molecular, forma de la curva característica de cabezal–capacidad, caballos de potencia del elemento motriz y rango de velocidad, presión de succión y variaciones de temperatura. Normalmente se desea, una válvula de seguridad en la descarga del compresor, calibrada a una presión menor que la máxima presión de descarga posible, a fin de limitar la presión a la cual podría exponerse a la tubería y los equipos corriente abajo. Cuando no se incluye esta válvula de seguridad, el circuito de descarga tiene que ser adecuado para soportar la presión de descarga máxima que se puede generar bajo cualquier circunstancia posible. Cuando por el contrario se incluye su calibración, pasa a ser, la máxima presión de trabajo de la carcaza del compresor. La presión interna máxima para la cual es adecuada la carcaza, sin considerar las condiciones actuales de trabajo o requerimientos, está definida por la norma API 617 como la “presión máxima de diseño de la carcaza”. Este valor es especificado por el suplidor de la máquina de acuerdo al requerimiento de “presión máxima de trabajo de la carcaza” por parte del comprador.

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Consideraciones Especiales de Presión de Diseño Materiales Para la Carcaza – Deberán usarse materiales de bajo costo. El 1. hierro fundido no deberá usarse por encima de los 1725 KPa man. (250 Psig) para aire o gases no inflamables, o por encima de 525 KPa man. (75 Psig) para tóxicos o inflamables. 2.

Protección de Equipos Corriente Abajo – Un soplador de aire en una planta de craqueo catalítico, puede tener una válvula de seguridad a la descarga, para proteger al regenerador de la presión máxima que un compresor pudiera imponer, a máxima temperatura ambiente. Esta puede ser considerablemente más baja que los 525 KPa man. (75 Psig) de presión de diseño de la carcaza, impuesta por el material de hierro colado. Las válvulas de seguridad en los compresores del termoreactor son calibradas a 175 KPa man. (25 Psig) sobre la presión de descarga obtenida con máximo peso molecular del gas y una presión de succión normal.

3.

Carcaza Dividida Horizontalmente – Esta carcaza está restringida a la presión máxima de 2400 KPa man. (350 Psig) cuando el peso molecular está por debajo de 10 (según norma API 617), como es el caso de una mezcla gaseosa rica en hidrógeno. Una válvula de seguridad calibrada a 2400 KPa man. (350 Psig) o por debajo para un gas de este tipo, podría eliminar la necesidad de construir una carcaza dividida verticalmente, la cual resulta más costosa.

4.

Unidades de Carcaza Múltiple – La calibración de seguridad en la primera carcaza puede llegar a 525 kPa man. (75 psig), cuando sean de hierro colado. Sin embargo, en un compresor de refrigeración usualmente se requieren materiales de baja temperatura (carbón muerto o acero al níquel) permitiendo de esta manera una mayor presión de calibración. Esto evitará la pérdida de refrigerante cuando el compresor sea parado de repente, o durante un período de parada larga cuando el refrigerante líquido continue evaporándose en los enfriadores y en el tambor de vaporización instantánea a baja presión.

5.

General – Las válvulas de seguridad entre etapas y a la descarga, proporcionadas para reducir costos del compresor y de los equipos entre etapas y corriente abajo, deberán ser calibradas lo suficientemente altas, de tal manera que aquéllas abran solamente durante condiciones de emergencia o condiciones anormales.

Temperatura de Diseño – La máxima temperatura de trabajo de la carcaza del compresor (equivalente a la temperatura de diseño) deberá ser la temperatura de descarga máxima, anticipada dentro del rango especificado de operación, e incluyendo un margen adecuado de 30 °C (50°F). Los factores que pueden elevar la temperatura de descarga sobre su nivel normal son: temperatura alta a la entrada, operación a un punto de eficiencia bajo, alta relación de presión (por

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ejemplo, debido a velocidad máxima, alto peso molecular) ensuciamiento del compresor, e inter–enfriadores defectuosos. Las temperaturas mayores que se podrían generar, debido a la pérdida completa de agua de enfriamiento en los inter–enfriadores forzarían a una parada del compresor y en consecuencia no deberán considerarse al fijar la temperatura de diseño. Las especificaciones de diseño deberán incluir una temperatura de diseño para cada carcaza del compresor. Para una operación por debajo de los 15 ° C (60°F) se deberá especificar una temperatura mínima de diseño, de tal manera que los materiales del compresor sean seleccionados con propiedades adecuadas para el impacto.

Compresores Axiales Las guías anteriores también son aplicables a compresores axiales. Sin embargo, debido a que la experiencia de aplicación es limitada, deben consultarse especialistas en maquinarias y seguridad.

Compresores Reciprocantes Presión de Diseño – Los clientes industriales prefieren el término “presión de trabajo máxima permisible” que “presión de diseño” para los compresores reciprocantes. La especificación de ingeniería –PDVSA–MID– GB–201–R requiere que la presión de trabajo máxima permisible de cada cilindro exceda la presión de descarga nominal por lo menos en un 10% ó 175 KPa (25 Psi) lo que resulte mayor. Ya que la “presión de descarga nominal” es la condición de servicio más alta especificada, la Especificación de Diseño sólo necesitará confirmar que la mayor presión de descarga deberá considerarse “nominal”, y que la presión de trabajo máxima permisible debe estar de acuerdo a la especificación de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R, la cual cubre cilindros de etapa intermedia, así como también la etapa de presión más alta.

Temperatura de Diseño – Los clientes industriales prefieren el término “temperatura máxima permisible” que “temperatura diseño” para compresores reciprocantes. Sin embargo, ya que la “temperatura máxima permisible” es especificada por el suplidor como una limitación mecánica del modelo particular de máquina, la especificación de diseño deberá incluir la temperatura máxima permisible, la cual se fija por lo menos 14 °C (25°F) por encima de la “temperatura nominal de descarga”. Para establecer valores de temperatura de diseño para tuberías de descarga y diseño de equipos coriente abajo, aplique la suposición convencional de compresión isentrópica a las condiciones de operación más severas, y añada el margen especificado. Ver las Prácticas de Diseño (versión 1986) Subsección 11–H para un resumen de las condiciones que tienden a que la temperatura de descarga actual sea diferente del estimado isentrópico.

Compresores Rotatorios Presión de Diseño – La presión de diseño para compresores rotatarios es definida formalmente de la misma manera que para los centrífugos, ya que la


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norma API 617 es invocada por la especificación de ingeniería PDVSA–MID– GB–201–R. Sin embargo, debido a que el compresor rotativo es un mecanismo de desplazamiento positivo, el valor deberá ser seleccionado de la misma manera como para los reciprocantes; o sea, 10% sobre la presión normal de descarga o 175 KPa (25 Psi), el que resulte mayor.

Temperatura de Diseño – La temperatura de diseño para compresores rotativos se define formalmente de la misma forma que para los compresores centrífugos, y deberá ser calculada como la temperatura de descarga estimada a la temperatura de entrada máxima, presión normal de entrada, y la presión de calibración de la válvula de seguridad a la descarga, más un margen nominal de 14°C (25°F).

Calibración de las Bridas de Tuberías La especificación de Diseño de los Servicios de Compresión deberán indicar las presiones y temperaturas de diseño de las tuberias conectadas, la calibración de las bridas, y los revestimientos y dimensiones de las líneas de entrada y descarga.

4.27

Especificaciones del Compresor En la especificación de un compresor, lo primero que debe definirse es el tipo más adecuado a los requerimientos del proceso; de acuerdo a los criterios de selección del tipo de compresor tratados en éste capítulo. Una vez escogido el tipo de compresor y diseñado, se procede a llenar la hoja de especificaciones correspondiente: •

Compresor centrifugo

•

Compresor reciprocante

•

Compresor rotatorio

A continuación se presentan las hojas de especificaciones de los primeros, los cuales son los más utilizados a nivel industrial. Para mayor información de hojas de especificación para todo tipo de compresores, véase el Manual de Calidad de Servicios Tecnológicos vol. VII. El Ingeniero de Proceso (IP) debe llenar la información señalada en los anexos con el indicativo “IP”. De manera general se debe llevar la información referente a datos generales del compresor, condiciones de operación para el servicio que va a cumplir, tipo de gas alimentado y composición del mismo, datos del sitio, y condiciones de los servicios. El resto de la información debe ser llevada por el Ingeniero Mecánico, Instrumentista y el especialista.

4.28

Requerimientos de Servicios del Compresor A continuación se presenta la información referente a los servicios del tren del compresor.


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Compresores Reciprocantes •

Agua de enfriamiento

Turbinas de Vapor y Expansores de Gases •

Flujo de Vapor Actual.

•

Sello de Ejes (empleando el eyector de vapor del condensador de agua fría).

•

Unidad de separación Aceite Lubricante – Agua.

•

Condensadores para Turbinas a Vapor.

Motores Reciprocantes y Turbinas a Gas •

Combustibles Gaseosos

•

Combustibles Líquidos

•

Agua de Enfriamiento

•

Aire de Arranque

•

Combustibles

•

Arranque

•

Agua de Enfriamiento

Motores

Turbinas

Tuberías de la Unidad del Compresor y Equipos de Tren de Proceso •

Separadores de Aceite Lubricante

•

Tambores Separadores

•

Potencia para los Sistemas de Lavado del Compresor

•

Condensadores en Turbinas a Vapor

•

Lavado de Turbinas a Vapor.

Auxiliares de la Unidad Compresora y Facilidades para Instalaciones • •

•

Potencia para Sistemas de Aceites Lubricantes y de Sello Requerimientos de Potencia y Agua de Enfriamiento (para sistemas auxiliares compresor–turbina) Enfriamiento del Compresor.

Información adicional en el Manual de Diseño de Proceso (versión 1986), Vol.VII sec. 11–M.

Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55

CENTRIFUGAL COMPRESSOR DATA SHEET

Item No. For Site Service       

Requisition Nº

Pag.:

1

Item No.

Of:

6

Model Unit. Serial No. No. Required Driver by Purchaser  

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Gas Handle (Also See Page ____________ ) Weight Flow, kg/s INLET CONDITIONS: Pressure (bar abs) Temperature (°C) Cp (kj/kg °K) Molecular Weight (M)       

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By Pass From______________________________________________ To _________________________________ Anti Surge By Pass: Manual Auto Suction Throttling From _______________________________________ To ________________________________ Speed Variation From ________________________________________ To ________________________________ Other

Signal:

Source Type Range For Pneumatic Control Other

RPM @

bar &

RPM @

barg

REMARKS:

By:

Appr.:

By:

Appr.:

By:

Appr.:

By:

Appr.:

Rev.

Date:

Rev.

Date:

Rev.

Date:

Rev.

Date:

029–1–a

Rev.:0–5/91

Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


GAS ANALYSIS

NORMAL

Mol % 0 Air Oxygen Nitrogen Water Vapor Carbon Monoxide Carbon Dioxide Hydrogen Sulfide Hydrogen Methane

M.W. 28.966 32.000 28.016 18.016 28.010 44.010 34.076 2.016 16.042

Ethylene Ethane Propylene Propane i–Butane n–Butane i–Pentane n–Pentane Hexane Plus NH3

28.052 30.068 42.078 44.094 58.120 58.120 72.146 72.146 99.640 17.030

Requisition Nº

Pag.:

2

Item No.

Of:

6

OTHER CONDITIONS

RATED

A

B

C

Remarks D

Total Avt. Mol. Wt. LOCATION: Indoor Outdoor Grade

Heated Unheacted Mezzanine

Under Roof Partial Sides

Electrical Area Class Gr. Div. Wenterization Reqd. Tropicalization Reqd. SITE DATA: Elevation m Barometer bar abs Rang of Ambient Temps. DRY BULB WET BULB Site Rated °C

NOISE SPECIFICATIONS: Applicable to Machine: See Specification Applicable to Neighborhood See Specification Acoustic Housing:

Yes

No

APPLICABLE SPECIFICATIONS: API 617 Centrifugal Compr. for Gen. Refinery Services Other:

Normal °C Maximun °C Minimun °C

PAINTING: Manufacturer’s Std.

UNUSUAL CONDITIONS Other:

Dust

Fumes

Others SHIPMENT: Domestic Export Export Boxing Reqd. Outdoor Storage Over 3 Months

REMARKS ON REVISIONS

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029–2–a

Rev.:0–5/91

Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


Requisition Nº

Pag.:

3

Item No.

Of:

6

CONSTRUCTION FEATURES       Max. Cont.___________RPM_______Trip__________RPM Type Fabrication ________________________________________ Max. Tip Speeds:___________m/s @ Max.______Speed MATERIAL ____________________________________________ ___________m/s @ Max. Cont. Speed Max. Yield Strenght (bar) _________________________________ Brinnel Hardness: Max.__________________mm______________    First Critical ____________________________________RPM Smallest Tip. Internal Width (mm)___________________________ Damped_______________Undamped_______________ Max. Mach No. @ Impeller Eye____________________________ Mode Shape___________________________________ Max. Impeller Head @ Rotated Speed (m)___________________ Second Critical _________________________________RPM Damped_______________Undamped_______________  Mode Shape___________________________________ Material________________________________________________ Dia.@Impellers (mm) ___________Dia. @Coupling (mm)_________ Third Critical ___________________________________RPM Damped_______________Undamped_______________ Shaft End:   Mode Shape___________________________________ Max. Yield Strenth (bar)___________________________________ Fourth Critical __________________________________RPM Damped_______________Undamped_______________   Mode Shape___________________________________ Material________________Area______________________(mm2) Lateral Critical Speed – Basis:___________________________ Fixation Method _________________________________________               At Interstg. Clear. Pts.   First Critical ___________________________________ RPM At Saft Seal_________   Second Critical _______________________________ RPM Third Critical __________________________________ RPM

 Allowable Test Level_______________________________   

      Model__________________________________________ Casing Split _____________________________________ Material_________________________________________ Thickness (mm) __________________________________ Max. Work Press._____barg Max. Design Press.____barg Test Press (barg):Helium___________Hydro____________ Max. Oper. Temp. ______ °C Min. Oper. Temp._______ °C Max. No. of Impellers for Casing______________________ Max. Casing Capacity (m3 /h) ________________________ Radiograph Quality Yes_________ No_________ Casing Split Sealing ______________________________  Material_________________________________________  No.__________________ Diameters: _________________ No. Vanes Ea. Impeller_____________________________

 Interstage Type________________________Material______________ Balance Piston Type________________________Material______________    Seal System Type___________________________________ Setting Out Pressure_________________________________       Type Buffer Gas ____________________________________     Normal_________kg/h @____________bar p_______ Normal_________kg/h @____________bar p_______ Buffer Gas Required For:______________________________                             


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Appr.:

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Appr.:

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029–3–a

Rev.:0–5/91

Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


Requisition Nº

Pag.:

4

Item No.

Of:

6

CONSTRUCTION FEATURES, (Continued)      Type________________________Span (mm)______________    Area (mm2)____ Loading (bar):_____Act_________Allow._____    Center Pivot_________________________________________    Offset Pivot__________________________________________    %_________________________________________________    Pad Material_________________________________________   Type Babbitt_________________________________________   Babbitt Thickness_____________________________________       Location____________________Type____________________  Mfr._____________________Area (m m2)__________________     Loading (bar):________ Actual_______Allowable____________ Gas Loading (kg)____________ CPLG. Slip Load (kg)________     CPLG. Coeff. Frict.____________________________________     Bal. Piston Compensating Load____________________RPM   Center Pivot_________________________________________ Offset Pivot   %_________________________________________________ Type _____________________   Pad Material_________________________________________ Mfr_______________________________________________ Type Babbitt_________________________________________ No. at Each Shaft Bearing______________Total No.________ Oscilator Detectors Supplied By ________________________ Babbitt Thickness_____________________________________ Monitor Detector Suppliedd By _________________________   Location___________________Enclosure________________ 

 





  

 

Mfr_______________________       Alarm Shutdown: Time Delay____SEC  

   Type _______________________   Mfr___________________________No. Required _________ Oscilator – Demodulator Supplied By ____________________ Mfr_______________________

  Monitor Suppliedd By ________________________________        



   

 

 

 

   °

Location__________________



Mfr_______________________   Alarm

   

Shutdown:

 



 

   

 

 

 

Time Delay____SEC

 

 

Make  Lubrication Mount CPLG. Halves

   °


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Appr.:

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029–4–a

Rev.:0–5/91

Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


Requisition Nº

Pag.:

5

Item No.

Of:

6

CONSTRUCTION FEATURES, (Continued)            Spacer Reqd.       Limited End Float Reqd.    Idling Adaptor Reqd.    CPLG. Rating (kw/100 RPM) Keyed (1) or (2): or Hydr. Fit

   Compressor Gear Driver    Common (Under Comp. & Driver)_______________________ Under Comp. Only Other______________________ Decked with Nom Skid Deck Plate Open Constr. Drip Rin With Open Drain Horiz. Adjusting Screws for Equipment Suitable for Point Support Suitable for Perimeter Support Stainless Shims: Thickness ________________________ Grouting: Type_____________________________________

   

WEIGHTS (kg): Comp.________Gear______ Driver_______ Base_________ Rotor: Compr.____________ Driver_______ Gear_________ Compr. Upper Case_________________________________ L.O. Console____________S.O. Console________________ Max. for Maintenance (identify)_________________________ Total Shipping Weight________________________________

Space Requirements (kg & mm) Complete Unit: L_________W__________H___________ L.O. Console

L_________W__________H___________

S.O. Console

L_________W__________H___________

 

 

                                    

Recommended Straight Run of Pipe Diameters Before Suction___________________________________ Vendor’s Review & Commentes on Purchaser ’s Piping & Foundation______________________________ Optical Aligment Flats Required on Compressor, Gear & Driver___________________________________ Provision for Water Washing Before Opening Casing By______________________________________ Torsional Analisys Report Required

                      REMARKS ON REVISIONS

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029–5–a

Rev.:0–5/91

Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


Requisition Nº

Pag.:

6

Item No.

Of:

6

UTYLITIES

         

    

 



          



 



  



           

    



       

      

P_____bar


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Appr.:

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Appr.:

By:

Appr.:

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029–6–a

Rev.:0–5/91

 

                                                       

   

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 

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                                     

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   

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REMARKS:

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  

Project Nº

POSITIVE DISPLACEMENT ROTARY COMPRESSOR (PAGE 1 OF 7) DATA SHEET

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Applicable to: For Site Service 



Proposal

Purchase

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

As Built Unit.: Driver: Model:

Serial No. By Manufacturer

      

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



MMSCFD/SCFM (14,7 Psig & 60 °F Dry ) Weight Flow, kg/MMS (Wet) – (Dry) INLET CONDITIONS: Pressure (Barg) Temperature (°C) Relative Humidity (%) Molecular Weight (M)        

    DISCHARGE CONDITIONS: Pressure (Bar abs) Temperature (°C) (Estimated)

   (Estimated)     (Estimated)       

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By Pass From: Speed Variation from: Other:

Signal:

Source: Type: Range for Pneumatic Control:

to

Bypass

rpm

Barg & rpm

Manual

Auto

Barg

Other: Compressor Unit Arragement

Cod. Arch.: 3049/ds07a

POSITIVE DISPLACEMENT ROTARY COMPRESSOR (PAGE 2 OF 7)

Project Nº

DATA SHEET 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

GAS ANALYSIS Mol % Air Oxygen Nitrogen Water Vapor Carbon Monoxide Carbon Dioxide Hydrogen Sulfide Hydrogen Methane Ethylene Ethane Propylene Propane i–Butane p–Butane i–Pentane p–Pentane Nexane Plus

Normal

Rated

Mol wt 26.966 32.000 28.016 18.016 28.010 44.010

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Other Conditions A

B

C

Remarks D

34.076 2.016 16.042 28.052 30.088 42.078 44.094 58.120 58.120 72.146 72.146

TOTAL Avg. Molecular Weight LOCATION: Indoor Outdoor Grade

Heated Unheated Mezzanine

Under Roof Partial Sides

Elec. Area Class Gr. Div. Winterization Reqd. Tropicalization Reqd. SITE DATA: Elevation m Barometer Bar abs Rang of Ambient Temps.: Dry Bulb Wet Bulb SiteRated °C Normal °C Maximun °C Minimun °C UNUSUAL CONDITIONS Other:

Dust

Fumes

NOISE SPECIFICATIONS: Applicable to Machine: See Specifications Applicable to Neighborhood See Specifications Acoustic Housing: Sound Level

Yes db@

No Ft.

db RE: 0.0002 Microbar APPLICABLE SPECIFICATIONS: API 619 Positive Displacement Rotary Compressors

PAINTING: Manufacturer’s Std. Others SHIPMENT: Domestic

Outdoor Storage Over 6 Months

Export

Export Boxing Reqd. Cod. Arch.: 3049/ds08a


Project Nº

DATA SHEET 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

CONSTRUCTION FEATURES Speeds: Max. Allow. Critical: Ist Tip Speeds (Max.)

Rpm m/s m/s

Trip 2nd. Rated Speed Max. Allow Speed

Rotation (Viewed from Driven End): Casign: Model Casign Split Material Thickness, (mm) Max. Allow Work Press., (Barg) Test Press., (Barg) Max. Allow Temp. Max. Casign Capacity, (m3 /h) Radiograph Quality

Timing Gears: Size, (mm) Type Material Shaft Seals: Type Seal System Type Inner Oil Leak. Guar. (gal/d/seal) Type Buffer Gas Buffergas Flow (per seal) Normal kg/h @ Max. kg/h @

Bearing Housing Construction: Type (Separate, Integral) Material: Radial Bearing: Type Span mm Loading: Act Thrust Bearing: Location Mfr Loading, (Bar): Act

Split

Area mm2 Allow Type Area Allow

Gas Load, (kg) CPLG Slip Load, (kg) Cplg Coeff. Friction Cplg. Gear Pitch Dia mm Bal Piston Compensating Load, (kg) Yes

No

Rotors: Diameter mm No. Labes: Male Female Type Type Fabrication Material Max. Yield Strength, (Bar) Brinell Hardness: Max. Min. Rotor Length to Diameter Ratio (L/d) Max. mach. No @ Impeller Eye Rotor Clearance, (mm) Max. Deflection, (mm) Shaft: Material Dia Rotors, (mm) Dia@ CPLG (mm) Shaft End: Tapered Cylindrical Shaft Sleeves: At Shaft Seals

Rpm Rpm

Main Connections: Inlet Discharge

Bar P Bar P

ANSI Rating

Facing

Position

Allowable Piping Forces and Moments: Force kg

INLET Momt. kg–m

Force kg

Momt. kg–m

DISCHARGE Force Momt. kg kg–m

Force kg

Momt. kg–m

Force kg

Force kg

Momt. kg–m

Axial Vertical Horiz. 90 C 

Axial Vertical Horiz. 90 C

Momt. kg–m



Other Connections: Service ,

Matl

Size

No.

Size

Type

Lube Oil Inlet Lube Oil Outlet Seal Oil Inlet Seal Oil Casign Drains Vents Cooling Water Pressure Temperature Purge For Bearing Housing Between Brg. @ Seal Between Seal @ Gas



Project Nº

DATA SHEET 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Vibration Detectors: Type Mfr Nº at Each Shaft Bearing Oscillator Detectors Supp By Mfr Monitor Supplied By Location Mfr Scale Range Shutdown

Pag.:

Item No.

Of:

Shop Inspection and Test: Model

Req’d Total Nº

Model Encl Model

Alarm Set @

Set

@ Mils

Time Delay Axial Movement Detector: Model Type Mfr Nº Req’d Oscillator Detectors Supp By Mfr Model Monitor Supplied By Location Encl Mfr Model Scale Range Alarm Set @ Shutdown Set @ Mils Time Delay Couplings:

Requisition Nº

Driver–Comp. Gr Driver Gear

Mils Sec.

Mils

Witness

Shop Inspection Hydrostatic Helium Leak Mechanical Run Mech. Run Spare Rotor Fit in Spare Rotor Performance Test (Gas) (Air) Comp. With Driver Comp. Less Driver Use Shop Lube & Seal System Use Job Lube & Seal System Use Shop Vibration Probes, etc. Use Job Vibration & axial Disp. Probes. Oscill. Detector & Monitor Pressure Comp. to Full Oper. Press. Disassemble Reassemble Comp. After Test Check Brgs. & Seals After Test Noise Level Test

Sec. Gear–Comp.

Make Model Lubrication Mount Cplg. Halves Spacer Req’d. Ltd. End Float Req’d Idling Adaptor Req’d Cplg. Rat’g. (kw/100rpm) Keyed (1) or (2) Hydraulic Fit Baseplate & Soleplates: Sole Plates For Comp. Gear Driver Base Plate: Common (Under Comp. Gear & Driver) Under Comp. Only Other Decked With Non–Skid Deck Plate Open Constr. Drip Rim With Open Drain Horizontal Adjusting Screws For Equipments Suitable For Point Support Suitable For Perimeter Support Total Utility Comsumption: Cooling Water m3 /h Inst. Air m 3 /h Steam Normal kg/hr kg/hr Max. Driver kw Aux. kw Note: For utility Characteristics See Lube & Seak Oil Data Sheets.

Weight (kg) Compresor Gear Driver Base Rotors: Compressor Driver Compr. Upper Case L.O. Console S.O. Console Max for Maintenance (Identify) Total Shipping Weight Space Requirements (kg & mm) Complete Unit: L W L.O. Console: L W S.O. Console: L W

H H H

Miscellaneous: Recommended Straight Run of Pipe Diameter’s Before Suction Vendor’s Review & Comments on Purchaser ’s Piping & Foundation Optical Alignment Flats Required on Compressor Gear & Driver Provision for Water Washing Before Opening Casign by Torsional Analysis Report Required Condensate Removal Equipment Required Yes No Silences Furnished by



Project Nº

DATA SHEET 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Instrumentation Vendor Must Furnish All Pertinent Data For This Specification Sheet Before Returing Reference Specifications: Area Classification: Class

Group

Division

Motor Control & Instrument Voltage: V Phase Alarm & Shutdown Voltage: V Phase

Hz Hz

Local Control Panel: Furnished by Vendor Purchaser Others Free Standing Weatherproof Totally Enclosed Extra Cutouts Vibration Isolators Strip Heaters Purge Connections Annunciator Furnished by: Vendor Purchaser Others Annunciator Located on Local Panel Main Control Board Customer Connections Brought Out to Terminal Boxes by Vendor Instrument Suppliers: Pressure Gages Temperature Gages

MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF

Level Gages Diff Pressure Gages Pressure Switches Diff Pressure Switches Temperature Switches Level Switches Control Valves Pressure Relief Valves Thermal Relief Valves Sight Flow Indicators Gas Flow Indicator Vibration Equipment Tachometer Solenoid Valves Annunciator

Note:

Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Range & Type Size & Type Model & Nº Points

MRF MRF MRF MRF MRF MRF

Supplied by Vendor

Pressure Gage Requirements: Function Lube Oil Pump Discharge Lube Oil Filter  P Lube OIl Supply Seal Oil Pump Discharge  P Seal Oil Filter Seal Oil Supply (Each Level) Seal Oil Differential Reference Gas Balance Line Seal Eductor Buffer Seal

Locally Mounted

Supplied by Purchaser Local Panel

Function Gov. Control Oil  P Gov. Control Oil  P Coupilng Oil Main Steam ln 1st. Stage Steam Steam Chest Exhaust Steam Extraction Steam Steam Ejector Compressor Suction Compressor Discharge

Locally Mounted

Local Panel


Project Nº


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Instrumentation Vendor Must Furnish All Pertinent Data For This Specification Sheet Before Returing Temperature Gages Requirements: Temperature Gage Requirements: Locally Local Mounted Panel Function Function Lube Oil Discharge from Each Cooler Oil Inlet & Outlet Seal Oil Outlet Compressor Journal Bearing Driver Journal Bearing Compressor Suction Gear Journal Bearing Compressor Discharge Lube Oil Reservoir Compressor Thrust Bearing Driver Thrust Bearing Gear Thrust Bearing

Locally Mounted

Local Panel

Miscellaneous Instrumentation: Sight Flow Indicators, Each Journals & Thrust Bearing & Each Coupling Oil Return Line Sight Flow Indicators, Each Seal Oil Return Line Level Gages, Lube and/or Seal Oil Reservoir, S.O. Drain Traps & S.O. Overhead Tank Vibration and Shaft Position Probes & Proximitors Vibration and Shaft Position Readout Equipment Vibration Readout Located on: Local Panel Separate Panel Turbine Speed Pickup Devices Turbine Speed Indicators Turbine Speed Indicators Located on: Remote Hand Speed Changer–Mounted on Local Panel Alarm Horn & Acknowledgement Switch Alarm & Shutdown Switches: Fuction Pre–Alarm Low Lube Oil Pressure P Hi Lube Oil Filter Hi Seal Oil Filter P Low Lube Oil Reservoir Level Low Seal Oil Reservoir Level Hi Seal Oil Level Low Seal Oil Level Hi Seal Oil Pressure Low Seal Oil Pressure Aux. Seal Oil Pump Start Aux. Lube Oil Pump Start Hi Seal Oil Outlet Temp (Cooler) Hi Liq. Level–Suct Separator Compr. Hi Discharge Temp Hi Lube Oil Outlet Temp (Cooler)

Trip

Switch Closures: Alarm Contacts Shall: Open Close to Sound Alarm & be Normally Shutdown Contacts Shall: Open Close to Trip & be Normally Note: Normal Condition is When Compresor in Operation Miscellaneous:

Main Board

Fuction Compressor Vibration Compressor Axial Position Turbine Vibration Turbine Axial Position Gear Vibration Gear Axial Position Compressor Motor Shutdown Trip & Throttle Valve Shut Hi Turb. Steam Seal Leakage Hi Comp Thrust Brg. Temp. Hi Driver Thrust Brg. Temp. Compr. Balance Drum P

Pre–Alarm

Trip

Energized De–Energized Energized De–Energized

Pre–Alarm and Shutdown Switches Shall be Separate. Purchasers Electrical and Instrument Connections Within the Confines of the Baseplate and Console Shall be: Brought Out to Terminal Boxes Made Directly by the Purchaser Comments Regarding Instrumentation Cod. Arch.: 3049/ds13a

Project Nº


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Utilities Utility Conditions: Steam Drivers Inlet Min. Norm. Max. Inlet Min. Norm. Max.

Barg Barg Barg Barg Barg Barg

Instrument Air Max. Press. Page Nº

C

°

C C

° °

C C

° °

C

°

Barg Min. Press. Line Nº

C

Cooling Water: Temp. Inlet Presss Norm

C C

Min Return Water Source

C C

Electricity:

Heating Barg Barg Barg Barg Barg Barg

° ° °

°

C Barg

Max. Return Desing

°

C Barg

Barg

Max. Allowap

Barg

° °

C

Drivers

°

Barg

Heating

Control

Shutdown

Voltage Hertz phase

Remarks






FECHA

0

MAY.96


5

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

NOMENCLATURA Símbolo

Parámetro



a1

=

Velocidad sónica a las condiciones de entrada

m/s

pie / s

BP

=

Requerimientos de potencia al freno

kW

HP

=

Calor específico a presión constante

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

Cp°

=

Capacidad calórica del gas en estado ideal a presión constante (o capacidad calórica a cero presión)

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

Cv

=

Calor específico a volumen constante

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

c

=

Espacio muerto en compresores reciprocantes, parte fraccional de calibre por recorrido del piston, expresado en porcentaje

adim.

adim.

D

=

Desplazamiento del pistón calibre por recorrido por recorrido/segundo

m3 / s

pie 3 / min

e

=

Eficiencia

adim.

adim.

Fo

=

Factor que depende de las unidades usadas (ver tabla al final)

Fi

=

Factor que depende de las unidades usadas (ver tabla al final)

PG

=

Potencial del gas

kW

HP

g

=

Aceleración de gravedad

9.80665

m s2

gc

=

Constante Dimensional

9.80665

kg m kgf s2

H

=

Cabezal

m

pie

Cabezal adiabático politrópico

m

pie

Cp

HA P



32.1742 32.1742

h

=

Entalpía

kJ / kg

BTU / lb

K

=

Relación de calor específico, Cp/Cv

adim.

adim

M

=

Peso Molecular

Kg / Kmol

lb / lbmol

mreal

=

flujo volumétrico medido a las condiciones reales de presión y temperatura de entrada

m3 / s

pie 3 / min

m

=

Exponente politrópico de aumento de temperatura

adim.

adim

n

=

Exponente de compresión politrópica usado para cálculo de cabezal y caballaje

adim.

adim.

Pc

=

Presión crítica

KPa abs

psia

pie s2 lbm pie lbf s 2





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0

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Símbolo

Indice manual

Indice volumen

Parámetro


Indice norma


Pf

=

Requerimientos de potencia al freno

kW

HP

Pr

=

Presión reducida = P1 / Pc o P 2 / Pc

adim.

adim.

Pot

=

Potencia

kW

HP

P1

=

Presión de entrada

KPa abs

P2

=

Presión de descarga

KPa abs

psia

Q1

=

Flujo volumétrico a las condiciones de entrada

m3 / s

pie 3 / min

Q

=

Flujo volumétrico a las condiciones de descarga

m3 / s

pie 3 / min

R

=

Constante gaseosa para un gas en particular

8314.34 J M Kkg

R

=

Constante universal de los gases

RZ

=

8314.34 (19872) x factor de compresibilidad

J / °K Kmol

BTU / lbmol °R

r

=

Relación de presión = P2 /P1

adim.

adim.

=

Elevación de la relación de presión entre el punto normal y de “oleaje” a velocidad normal, en % de r normal

%

%

S

=

Estabilidad de un compresor centrífugo, rango estable de flujo activo entre normal y y de “oleaje” a velocidad normal, en % del normal

%

%

SCFM

=

Flujo volumétrico en pie cúbicos normales por minuto, medidos a 14.7 psia y 60 °F

SCMS

=

Flujo volumétrico en metros cúbicos normales por segundo, medidos a 101.325 KPa y 15°C

m3 / s

s

=

Entropía

J / Kg °K

Tc

=

Temperatura crítica

°

°

Tr

=

Temperatura reducida = T1 / Tc o T2 /Tc

adim.

adim.

T1

=

Temperatura de entrada

°

T2

=

Temperatura de salida

V1

=

V2

(rr)



8314.34

J K kmol



psia

3 2 1545.3 pie (lbpie ) M lb °R

1545.3

pie 3(lbpie2) lbmol °R

pie3 / min

K

BTU / lb °R R

K

°

K

°

K

°

Volumen específico a las condiciones de entrada

m3 / Kg

pie 3 / lb

=

Volumen específico a las condiciones de salida

m3 / Kg

V2 /V1

=

Relación de volumen

adim.

adim.

W

=

Velocidad de flujo másico

kg / s

lb / h

K

pie3 / lb





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0

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Símbolo

Indice manual

Indice volumen

Parámetro


Indice norma


Zprom

=

Factor de compresibilodad promedio (Z1+Z2) / 2

adim.

adim.

Z1

=

Factor de compresibilidad de entrada

adim.

adim.

Z2

=

Factor de compresibilidad a las condiciones de descarga

adim.

adim.

Cp

=

Efecto isotérmico de presión sobre la capacidad calórica

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

T

=

Elevación de temperatura

°

Treal

=

Elevación actual de temperatura

°

Tad

=

Elevación adiabática (isentrópica) de temperatura

K o °C

°

R o °F

K o °C

°

°

k o °C

°

R o °F R o °F





Fr F racción molar

adim.

adim.



 

Eficiencia de Compresión

adim.

adim.

Eficiencia Volumétrica

adim.

adim.

Cambio de Z con cambio de Tr a Pr constante

adim.

adim.



v

 

Z  T r Pr 



Subíndices a = Aire abs = Absoluta ad

= Adiabática

BEP = Mejor punto punto de efici eficienci encia a c

= Crítica

e

= Específica

est

= Estimado

g

= Barométrica

gas = Gas is

= Isentrópica

m

= Mecánica

p

= A presión constante

poli po li = Po Poli litr tróp ópic ico o prom= Promedio r

= Reducida

real = real





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0

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Indice manual

s

= Estática

t

= Teórica eóric a

v

= A volumen constante

1

= Condiciones de entrada

2

= Condiciones de descarga

Indice volumen

Indice norma

Factores que dependen de las unidades usadas En unidades métricas


Fo Ec Ec. (9)

9806

1

F1 Ec Ec. (8–A)

1

1/60

F2 (D (D)

1000

144

F3 (D (D)

102

33000

F4 (D (D)

0.178

0.1

F5 (D ( D)

0.0098KJ / Kg m

BTU / 778 lb pie

F6 (E)

8314.34

49750

F7 Ec Ec. (2–G)

5.0 x 10 –4

1 / 1.203 x 10 6

F8 Ec Ec. (3–G)

3.492

1.325

F9 Ec Ec. (4–G)

1

1.57 x 10 –4

F10 Ec Ec. (7–G)

1.2014

0.075

F11 Ec Ec. (3–H)

1

4.36 x 10 –3

F12 Ec E c. (4–H)

0.000147

0.001

F13 Ec Ec. (4–H)

23277

3375

F14 Ec Ec. (4–H) (4–M) (5–M)

102

33000

F15 Ec Ec. (J)

37

2.3

F16 Ta Tabla (3–J)

2208 kJ / kg

950 BTU / lb

F17 Ta Tabla (3–J)

4.186 kJ/kg °C

1 BTU/lb°F

F18 Ec Ec. (L)

0.0045

0.0685

F19 Ec Ec. (L)

9.6

308

F20 Ec Ec. (M)

3600

2544.1

F21 Ec Ec. (5–M)

102 kgm/kJ

778 lb pie / BTU

F22 Ec. (1a–N)

101.325 1 97.699 0.9028

14.7 1 14.7 0.9055


PDVSA N

°

MDP–02–K–03

0

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REV.

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TITULO

SELECCION DEL TIPO DE COMPRESOR

APROBADO


APROB.

 PDVSA,

1983

PAG. APROB.

F.R. REV.


ESPECIALISTAS

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO 



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Indice 1 2 3 4

OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2 2 2

4.1 4.2 4.3 4.4

2 3 4

Clasificación del Tipo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección del Tipo Optimo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial . . . . . . . . . . . . . Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gráficos de Rango de Aplicación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores . . . . . Tipos de Compresores para Servicio en Vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta . . . . . . . . . . . . . . .

4 6 7 8 10

5 GUIA PARA LA SELECCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

4.5 4.6 4.7 4.8 5.1 5.2 5.3

Incentivos para la Selección de Compresores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principios de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limitaciones Críticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12 16 18

6 PROGRAMA DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22




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1

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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es presentar los tipos de compresores disponibles comercialmente, sus aplicaciones y las bases para hacer la selección del mismo.

2

ALCANCE En este capítulo se muestra la información básica y consideraciones relevantes para la selección óptima del compresor. Se presenta la amplia variedad de compresores disponibles, sin embargo sólo tres de ellas son mostradas en detalles: centrífugos, flujo axial y reciprocantes.

3

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (versión 1986) Vol.1, Sec. 1

“Consideraciones Económicas de Diseño”

Vol. VI, Sec. 11 “Compresores”

Normas Nacionales (USA) e Intrernacionales API Standard 618 “Reciprocanting Compressors for General Refinery Services”

Otras Referencias Perry, Robert H., et. al., “Chemical Engineers Handbook”, 5th ed. Mc Graw Hill Book Company, 1983. (Subsection on Pumping of Liquids and Gases). Gibbs, C.W. “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Company, New York, 1971. Ludwig, E.E., “Applied Process Design For Chemical and Petrochemical Plants”, Volume II, Gulf Publishing Company, 1983.

4

TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES 4.1

Clasificación del Tipo de Compresor Los principales tipos de compresores se muestran en la Fig. 1; en la misma se observan dos grandes grupos: dinámicos y de desplazamiento positivo. Los compresores dinámicos son máquinas rotatorias de flujo continuo en la cual el cabezal de velocidad del gas es convertido en presión. Los compresores dinámicos se clasifican de acuerdo al flujo que manejan en centrífugos (flujo radial), axial (flujo axial) y flujo mezclado.




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Los compresores de desplazamiento positivo son unidades de flujo intermitente, donde sucesivos volúmenes de gas son confinados en un espacio y elevado a alta presión. Se dividen en dos grandes grupos: reciprocantes y rotatorios. Los primeros son máquinas en las cuales la compresión y el elemento desplazado es un pistón con un cilindro. Los compresores rotatorios son máquinas en la cual la compresión y el desplazamiento es afectado por la acción positiva de los elementos que rotan. Dentro de este capítulo nos limitaremos a estudiar los tipos de compresores más comunes usados a nivel industrial, tales como centrífugos, axiales y reciprocantes.

4.2

Selección del Tipo Optimo de Compresor La selección del tipo de compresor puede ser realizada por el ingeniero de proyecto. Para lograr una selección satisfactoria se deben considerar una gran variedad de tipos, cada uno de los cuales tiene ventajas peculiares para aplicaciones dadas. Entre los principales factores que se deben tomar en consideración, dispuesto hasta cierto punto en orden de importancia, se encuentran la velocidad de flujo, la carga o presión, las limitaciones de temperatura, el consumo de potencia, posibilidades de mantenimiento y el costo. En la Fig. 2 se muestra el intervalo de operación de los tipos más comunes. La selección del tipo de compresor puede ser realizada de la siguiente manera: 1.

Compare el nivel de potencia requerida con el rango de capacidad normal de potencia incluido en este capítulo, para así eliminar algunos tipos y juzgar si la aplicación es de rutina o si por el contrario es excepcional.

2.

Usando los criterios de la Fig. 2 de Rango de Aplicación del compresor, es posible seleccionar el tipo de compresor “económico ó factible”. Para ello sólo se requiere del flujo de entrada m 3 /s (pie3 /s) y el valor de la presión de descarga.

3.

Eliminar los tipos que resulten técnicamente inadecuados debido a los requerimientos del servicio en particular.

4.

Para los tipos de compresores “económicos”, decida cuantas unidades y de que capacidad serían instalados, y que equipos auxiliares principales serían requeridos.

5.

Determine que tipos de compresores han sido aplicados a este servicio en proyectos recientes, observando cuales han sido las variaciones de flujo en los otros proyectos.

6.

Haga una breve comparación económica de los casos competitivos, el procedimiento es ilustrado en las Prácticas de Diseño (versión 1986) vol I, Sección 1, “Consideraciones Económicas de Diseño”.

7.

Si el breve estudio económico muestra una fuerte competencia entre dos o más tipos, obtenga asesoría de un especialista en maquinarias para



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conseguir costos actuales y datos de rendimiento de por lo menos dos suplidores de cada tipo de compresor. La experiencia que haya adquirido una refinería en particular o un área geográfica con un tipo particular de compresor puede influenciar la selección en casos marginales. Experiencias previas favorable o desfavorable con un tipo de compresor pueden estar relacionadas a:

4.3

1.

La selección del tipo de compresor apropiado para la aplicación previa.

2.

El modelo particular previamente aplicado.

3.

La proximidad de facilidades de servicio del suplidor y del personal.

4.

El tamaño y recursos especializados del personal de mantenimiento de la planta.

5.

La disponibilidad de las herramientas adecuadas para el mantenimiento y los servicios disponibles.

Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial Los siguientes tipos de compresores son rara vez usados en servicios de refinería y en consecuencia no son cubiertos extensivamente en esta Práctica de Diseño. La Asistencia de especialistas en maquinarias deberán en consecuencia emplearse en la selección de estos tipos en especial:

4.4

1.

Compresores centrífugos de alta velocidad y de una sola etapa.

2.

Compresores axiales para servicios de gas.

3.

Ventiladores para servicios de gas.

4.

Compresores reciprocantes de muy alta presión (por encima de 40000 KPa (6000 psi)).

5.

Compresores de diafragma.

6.

Compresores rotatorios diferentes al tipo de alta presión de tornillo helicoidal.

Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo de Compresor Los siguientes aspectos del diseño de servicio de compresión influyen grandemente en la Selección del tipo de compresor óptimo, estilo de construcción y aspectos de diseño:

Disponibilidad Comercial de Modelos de Compresores 1.

Flujo volumétrico – Ver gráficos de Rango de Aplicación, Fig. 2.

2.

Presión de Descarga – Ver gráficos de Rango de Aplicación.




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3.

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Nivel de Potencia – Ver “Capacidad Normal de Potencia” en este capítulo.

Confiabilidad de los Tipos de Compresores 1.

Requerimientos de tiempo de operación entre períodos de mantenimiento.

2.

Potencial de Disponibilidad, lo cual afecta la multiplicidad seleccionada.

Este tema se cubre ampliamente en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI, secc. “11C” “Durabilidad de máquinas compresoras y uso de auxiliares”.

Características del Gas y del Sistema de Proceso. 1.

Inyección de aceite lubricante en las corrientes de proceso – Los compresores que requieren lubricación interna (reciprocante lubricado y el de aletas deslizantes) son insatisfactorios para servicios de oxígeno y para ciertos servicios de alimentación a reactores donde la formación de depósitos de aceite contaminan seriamente a los catalizadores. La lubricación interna al compresor no es deseable (a pesar de que es usada frecuentemente) para servicios de aire de instrumentos y de refrigeración.

2.

Arrastre de líquido en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido son los menos sensibles, seguido por compresores de alta presión de tornillo helicoidal. Los tipos más sensibles son el de aletas deslizante, los reciprocantes lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.

3.

Sólidos en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido son los menos sensibles, seguidos por los compresores a alta presión de tornillo helicoidal. Los tipos más sensibles son los de aletas deslizante, los reciprocantes no–lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.

4.

Oscilaciones en peso molecular – Los compresores de desplazamiento positivo son relativamente insensibles; los compresores dinámicos tienen que ser diseñados anticipadamente para el rango completo, y no son adecuados para variaciones amplias en operación normal.

5.

Sensibilidad a la temperatura de descarga del gas – Todos los tipos pueden ser diseñados con etapas múltiples para limitar la elevación de temperatura. Los tipos de tornillo rotativo y de lóbulo recto pueden ser diseñados para enfriamiento por inyección de líquido. Los compresores de anillo líquido mantienen la temperatura de descarga cercana a la temperatura de entrada del líquido de compresión.

6.

Temperatura de entrada alta – Los compresores centrífugos y ventiladores pueden ser diseñados especialmente para temperaturas de entrada en un rango entre 110 y 540 C (230 y 1000 F). Los compresores de tornillo helicoidal de alta presión pueden ser diseñados para temperaturas hasta de 230 C (450 F), por medio del uso de rotores enfriados con aceite. °

°

°

°




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7.

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Tendencia de ensuciamiento del gas – Los compresores axiales y de alta velocidad, y los centrífugos de etapa sencilla, no son adecuados para servicios sucios. Un sistema de lavado permite a los compresores del tipo de tornillo helicoidal y a los compresores centrífugos ser usados en un servicio sucios.

Factores Técnicos que Favorecen Ciertos Tipos de Compresores 1. Requerimiento de Cabezal – Los compresores de desplazamiento positivo tienden a ser mas económicos que los tipos dinámicos para requerimientos de alto cabezal. 2.

Relación de Presión – Los compresores reciprocantes de etapas múltiples tienden a ser más económicos para altas relaciones de presión.

3.

Tipo de Elemento Motriz – Las turbinas a gas o a vapor tienden a favorecer los tipos de compresores dinámicos y de tornillo helicoidal de alta presión sobre los reciprocantes, porque el engranaje de trasmisión es eliminado o simplificado.

Factores que Incluyen Directamente sobre las Comparaciones Económicas 1. Precios de Máquina – Consulte a especialistas en maquinarias para estimados suplementarios. 2.

Nivel de costo de instalación que resulta del tamaño físico, complejidad mecánica y requerimiento de multiplicidad. Los compresores dinámicos y de tornillo helicoidal de alta presión tienen costos significativamente menores que lo compresores reciprocantes.

3.

Eficiencia – Influye en los costos de operación. Ver datos de eficiencia en el capítulo PDVSA– MDP–02–K–04.

4.

Requerimientos de mantenimiento – Ver “Costos de Mantenimiento de Maquinarias para compresores”, Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI, Sec. “11C” “Durabilidad de Máquinas Compresoras y Uso de Auxiliares”.

4.5

Gráficos de Rango de Aplicación En la Fig. 2 de este capítulo se incluyen gráficos de rango de aplicación para cada uno de los tipos principales de compresores y estilos de construcción, usando el flujo volumétrico actual a la entrada y nivel de presión a la descarga como parámetros distintivos. Observe que se indican dos rangos para cada tipo y estilo. 1.

El rango “Factible”, en el cual se ofrecen modelos comerciales de por lo menos un suplidor mayor, indicando factibilidad técnica.

2.

El rango “Económico”, en el cual cerca del 90% de las solicitudes son actualmente hechas, y para las cuales se ofrecen modelos de por lo menos dos suplidores, indicando la competencia económica con otros tipos.




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Para el campo de aplicación que queda dentro del rango de factibilidad pero fuera del rango económico la experiencia de operaciones a menudo muy limitada, las fuentes de suministro usualmente son limitadas, y se requiere de algún grado de diseño especial (en vez de normalizado) para la mayoría de los suplidores. Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión de descarga caen dentro del rango económico de un tipo de compresor solamente, el proceso de selección del tipo de compresor es directo. Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión de descarga caen dentro del rango económico de más de un tipo de compresor, se requiere un estudio de selección del tipo de compresor.

4.6

Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores

Capacidades Normales de Potencia – Las Capacidades Normales de Potencia en kW (HP) (por carcaza o estructura) de los tipos de compresores más aplicados comúnmente, pueden resumirse como sigue:

Tipo de Compresor

Menor Capacidad Normal de Potencia Común

Mayor Capacidad Normal de Potencia Comúnmente Aplicada

Capacidad Máxima Normal de Potencia Actualmente Factible

kW (HP)

kW (HP)

kW (HP)

Centrífugo Multi etapa

900 (1200)

15000 (20000)

26000 (35000)

Centrífugo de Alta Velocidad

20 ( 25 )

150 ( 200)

300 ( 400 )

Axial

3750 (5000)

20000 (28000)

60000 (80000)

Reciprocante

40 ( 50 )

3000 ( 4000)

9000 (12000)

Diafragma

1 ( 1)

Tornillo Helicoidal de Alta Presión

225 ( 300)

Tornillo Helicoidal de Baja Presión

7.5 ( 10)

375 ( 500)

Tornillo Espiral de Baja Presión

40 ( 50)

600 ( 800)

Lóbulo Recto

1 (1)

340 ( 450)

Alabe Director Deslizante

1 ( 1)

325 ( 430)

Anillo Líquido

2 ( 3)

375 ( 500)

45 ( 60) 1100 ( 1500)

4500 ( 6000)




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Características Mecánicas – Refiérase a la Tabla 1 para una comparación de las características mecánicas de los tipos de compresores usados más frecuentemente en las plantas de proceso. La Tabla 2 describe las formas en que las condiciones de servicio influyen en el diseño mecánico de los compresores.

Características de Eficiencia del Cabezal – Capacidad – Una comparación general de las formas de las curvas características de cabezal (o relación de presión) contra capacidad para los diferentes tipos de compresores se muestran en la Fig. 3. Las formas de las curvas son importantes en el diseño de sistemas de control, determinando las calibraciones de las válvulas de seguridad; seleccionando el tamaño del elemento motriz, etc. Detalles sobre las formas de las curvas de compresores axiales y centrífugos se incluyen en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI, Sec. “11E y F” “Compresores Centrífugos y Compresores Axiales”.

4.7

Tipos de Compresores para Servicio en Vacío

Tipos Aplicables – El término “Bomba de Vacío” se refiere a cualquier tipo de compresor con una presión de entrada por debajo de la atmosférica. Para obtener una presión absoluta de entrada muy baja (“altos vacíos”). Por ejemplo, por debajo del 13.5 KPa (4 pulg Hg) absoluta, se colocan en serie dos o más bombas de vacío, con frecuencia de diferentes tipo. Por ejemplo, un equipo de bomba de vacío comercial consiste en un eyector trabajando con aire atmosférico descargando a un compresor de anillo líquido. La Fig. 4 muestra los rangos de presión en que los diferentes tipos son aplicados.

Características Especiales – Los servicios al vacío tienen varias características significativamente diferentes de otros servicios de compresión, algunas son: 1.

Los compresores son físicamente grandes para un flujo másico dado, debido a la baja densidad del gas a las condiciones de entrada a vacío.

2.

Silenciadores a la entrada, filtros y tuberías deben ser dimensionados holgadamente para caídas de presiones muy bajas debido al efecto significativo de la relación de presión y el requerimiento de cabezal.

3.

Los sellos de ejes de los compresores tienen que prevenir la fuga de aire hacia la máquina, como también prevenir la fuga de gas a la atmósfera.

4.

La masa y la inercia de las partes movibles tienden a ser altas en relación con la capacidad normal requerida por el elemento motriz, porque la baja densidad del gas origina que el requerimiento normal de potencia sea bajo. Frecuentemente se requiere sobredimensionar el elemento motriz a fin de proporcionar suficiente torque y así poder acelerar la unidad a máxima velocidad.




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5.

Para los compresores reciprocantes, el enfriamiento de la chaqueta del cilindro tiende a ser poco efectivo en la remoción del calor de compresión, debido al bajo flujo másico de gas con respecto al flujo de agua de enfriamiento.

6.

El dimensionamiento del elemento motriz tiene que permitir máxima carga durante el período de evacuación del sistema de arranque, este período también es conocido como “bombeo disminuido” o “barrido inicial”. A medida que disminuye la presión de entrada durante la evacuación, el caballaje requerido alcanza un pico entre la condición de entrada atmosférica y la condición de entrada de operación. Esta característica de potencia contra presión de entrada tiene que ser evaluada por el suplidor de bombas de vacío para determinar el tamaño del elemento motriz mínimo permisible.

El servicio de evacuación para eyectores es cubierto en el documento MDP–02–J–01 “Eyectores”

Selección del Tipo de Compresor para Servicio en Vacío – La selección del tipo de compresor para servicios en vacío es algo más difícil que para otros servicios, ya que existe una amplia variedad de selección entre eyectores y varios tipos de compresores rotativos, reciprocantes y centrífugos. Los conjuntos de equipos–paquetes normales están comercialmente disponibles para varias capacidades y niveles de vacío. La selección final del tipo de compresor puede no ser práctica, antes de que sean solicitadas las propuestas completas al suplidor. El siguiente procedimiento se recomienda: 1.

Use la Fig. 4 para determinar los tipos aplicables, basados en la presión de entrada. Para presiones de descarga mayores que la atmosférica, seleccione los tipos de compresores aplicables, en base a la relación de comparación de presión.

2.

Elimine tipos inadecuados técnicamente, por razones tales como:

a.

Compresores reciprocantes y los de álabe director deslizante. No son adecuados donde el arrastre de líquido pueda ser posible.

b.

El vapor, la electricidad, o el agua de enfriamiento podrían no estar disponibles en el sitio de instalación.

c.

El requerimiento de capacidad puede estar fuera del rango factible para algunos tipos (ver gráficos de Rango de Aplicación).

d.

Una variación grande en el peso molecular no es adecuada para compresores dinámicos.

e.

Características de ausencia de aceite podrán requerirse.

f.

Los eyectores multietapa no condensantes son ineficientes para servicios continuos.




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Las características de cada tipo de compresor se presentan en detalle en las Prácticas de Diseño (versión 1986),vol. VII 11F hasta 11J. 3.

Decida entre eyectores y compresores basandose en:

a.

Necesidades de confiabilidad y uso de auxiliares.

b.

Costos de inversión preliminar.

c.

Consumo de servicios y costos.

Los eyectores son muy confiables y tienen bajo costo inicial, pero las bombas mecánicas de vacío, son de 3 a 10 veces más eficiente. 4.

4.8

Si la selección no resulta obvia sobre esta base, haga una comparación económica detallada de inversión y costos de operación de los tipos que sean aplicables.

Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta Selección del Tipo de Compresor: Debido a la amplia variedad para elegir, la tecnología cambiante y la gran competencia entre los tipos de compresores, usualmente resulta más ventajoso hacer la selección final del tipo de compresor para servicio de aire de planta durante la ingeniería de detalle, basándose en las propuestas comerciales competentes, en vez de hacerlo durante la fase de diseño de planta. Vea los gráficos de Rango de Aplicación para determinar los tipos más propensos a ser competitivos. Un tipo de compresor libre de aceite es preferido al reciprocante lubricado cuando cualquier porción del aire comprimido sea usado como aire de instrumento, de tal manera que la limpieza del sistema de aire de instrumento de la planta no depende del mantenimiento y del rendimiento del equipo de remoción de aceite.

Tipos Aplicables – Los siguientes seis tipos de compresores compiten ahora para aplicaciones de servicios de planta y servicio de aire de instrumento (760 a 900 Kpa. barométrica (110 a 130 psia)) de acuerdo a los rangos de capacidad comúnmente necesitados para grandes refinerías y plantas químicas: 1.

Reciprocantes Lubricados – Este fue por mucho tiempo el tipo más frecuente, hasta 1965. Los modelos están bien desarrollados y altamente normalizados; la eficiencia y la confiabilidad son altas. Las desventajas son:

a.

Las facilidades para la remoción de aceite lubricante del pistón deberán ubicarse en la parte de la descarga, cuando se alimente el sistema de distribución de aire para instrumentos; este equipo requiere de un mantenimiento frecuente y no es por lo general completamente efectivo.

b.

Las paradas para mantenimiento de estos compresores son más frecuentes que para los rotativos y centrífugos.




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c.

Los costos son elevados para flujos altos.

2.

Reciprocantes no Lubricados con Anillos de Presión de Teflón – Los diseños de los materiales y las paredes de desgaste han mejorado a tal punto, que el requerimiento de mantenimiento de los modelos comerciales completamente desarrollados es moderadamente mayor que para los modelos reciprocantes lubricados convencionales.

3.

De Tornillo Helicoidal de Alta Presión – Este tipo ha sido usado ampliamente en Europa para plantas y servicios de aire de proceso desde finales de la década del cincuenta . Los costos son bajos para capacidades altas; la operación es libre de aceite.

4.

Unidad Paquete Centrífugo de Aire de Planta – Este tipo es de multietapas y de velocidad muy alta. La mayoría de los modelos usan carcazas separadas para cada impulsor, montadas sobre una caja de engranajes común e impulsadas por multiples piñones. El compresor viene en el paquete con un sistema de interenfriamiento pre–entubado. La mayoría de los fabricantes de estos compresores tienen modelos comerciales con un gran número de instalaciones que van desde 0.85 m3 /s (1800 pie3 /m) hasta 7 m3 /s (15000 pie3 /min). Modelos para flujos mayores y menores se están desarrollando actualmente. Las unidades son interenfriadas para lograr una eficiencia alta; ellas son de bajo costo para grandes volúmenes; la operación es libre de aceite. Los registros de confiabilidad no han alcanzado a los de los centrífugos de procesos convencionales.

5.

Centrífugos Interenfriados de Gran Volumen – Son de carcaza sencilla dividida horizontalmente, de baja velocidad. Desarrollados en los años cincuenta, para la compresión de baja potencia de grandes volúmenes de aire en los servicios de proceso (licuefacción, plantas de amoníaco, etc.), pero aplicables y económicos para servicios de aire de planta en refinerías grandes.

6.

Reciprocante de Pistón Tipo Laberinto (Sulzer) – Libre de aceite, de costo más alto y eficiencia marginalmente más baja que los de estilo no lubricados de anillo plástico; pero más bajos en requerimientos de mantenimiento. El alto costo inicial es difícil de justificar para servicios de aire de planta, a pesar de los bajos requerimientos de mantenimiento.

Práctica del uso de Auxiliares para Compresores de Aire de Planta – Todos los tipos de compresores mencionados anteriormente a excepción del tipo centrífugo interenfriador de gran volumen, requieren un mínimo de dos unidades iguales instaladas. El centrífugo interenfriador de gran volumen, requiere de un auxiliar parcial (con cualquier tipo de compresor) para cubrir las necesidades mínimas de aire de planta durante las paradas poco frecuentes para




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mantenimiento. Este grado de conservacionismos en compresores auxiliares de aire de planta se requiere a fin de proveer un suministro de aire continuo mientras el otro compresor este recibiendo mantenimiento. Esto permite que el mantenimiento de los compresores de aire de planta sea realizado mientras la planta está operando, en vez de realizarse durante las paradas de planta, cuando el consumo de aire de servicio puede estar a su máximo. Las refinerías que son expandidas frecuentemente tendrán unidades compresores de aire colocadas en paralelo con las unidades originales. El dimensionamiento de las unidades incrementales esta basado en un mínimo de 100% de capacidad disponible con cualquier compresor parado.

5

GUIA PARA LA SELECCION Los tipos de compresores usados en la industria son: Centrífugos, de flujo axial y reciprocantes. Los compresores rotatorios sólo son usados en servicios especiales. A continuación se presenta una guía para la selección del tipo de compresor basados en ventajas y desventajas, principios de operación y limitaciones críticas de cada uno.

5.1

Incentivos para la Selección de Compresores

Compresores Centrífugos Aunque los compresores centrífugos ocasionalmente compiten con los compresores axiales y rotatorios, como también con los reciprocantes, los incentivos para la selección de este tipo de compresor puede ser usualmente relacionada a su principal o más frecuente competidor: el compresor reciprocante. Las principales ventajas y desventajas con respecto a los reciprocantes pueden ser sintetizadas como sigue: Ventajas 1.

Continuos y largos tiempos de funcionamiento (típicamente 3 años) son posibles con una alta confiabilidad, eliminando la necesidad de múltiples compresores y la instalación de equipos de reserva.

2.

Por las mismas condiciones de operación, los costos del equipo son bajos dado los altos flujos manejados.

3.

Los compresores centrífugos son pequeños y livianos con respecto a su capacidad de flujo, por lo que requieren poca área para su instalación.

4.

Los costos de instalación son bajos debido a su pequeño tamaño, ausencia de fuerzas recíprocas y porque generalmente se requiere la instalación de una sola unidad.




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5.

Costos más bajos por atención y por mantenimiento total.

6.

Cuando se selecciona una turbina a vapor como equipo motriz, los rangos de velocidad alcanzados permiten un acople directo (no requiere unidad reductora) por lo tanto se minimizan los costos por equipo, reduciendo los requerimientos de potencia e incrementando la confiabilidad de la unidad.

7.

El control de flujo es simple, continuo y eficiente en un amplio rango.

8.

No existe contaminación con aceite lubricante del gas de proceso (o aire) como ocurre en el caso de los compresores reciprocantes.

9.

Características de flujo suave, sin pulsaciones de presión (por encima del punto de oleaje (surge)).

Desventajas 1.

Menor eficiencia (de 7 a 13%) que la mayoría de los tipos de compresores de desplazamiento positivo al mismo flujo y relación de presión, especialmente con relaciones de presiones mayor que 2.

2.

La operación no es eficiente por debajo del punto de oleaje, puesto que la recirculación es necesaria.

3.

La presión diferencial es sensible a los cambios en las propiedades del gas, especialmente en el peso molecular. Esto hace que el diseño de compresores sea muy crítico para corriente de gases con pesos moleculares variables debido a que este tipo de maquinaria tiene una definida limitación de cabezal.

4.

Para gases con bajos pesos moleculares, la relación de presión por etapa es baja, teniendo que requerirse un largo número de etapas por maquinaria, creando por tanto complejidad mecánica.

5.

Los modelos centrífugos convencionales generalmente no están disponibles para manejo de flujos a condiciones de descarga bajo 0.15 m 3 /s (300 pie3 /min), real.

Compresores Axiales Los compresores axiales compiten directamente con los centrífugos en el rango de 24 a 90 m 3 /s real (50000 a 190000 pie 3 /min real). Usualmente, es necesario una comparación económica específica en dicho rango, por debajo de 33 m 3 /s real (70000 pie3 /min real) el compresor centrífugo es más atractivo, por encima de 61 m3 /s real (130000 pie3 /min real), el axial es más atractivo desde el punto de vista económico y de experiencia de diseño. Los resultados tienden a depender de las circunstancias específicas del caso, más que de comparaciones generalizadas de los dos tipos de equipo. La siguiente lista de ventajas y desventajas generales pretende servir de guía para el estudio de cada caso:




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Ventajas 1.

Capacidades muy altas de flujo por cada compresor: de 140 a 190 m 3 /s real (300000 a 400000 pie 3 /min real). Por encima de los 61 m 3 /s real (130000 pie3 /min real) más diseños de compresores axiales que centrífugos están disponibles.

2.

La eficiencia puede ser hasta 10% mayor que la de los centrífugos, resultando en menor consumo energético, al igual que el motor o turbina y un sistema de suministro de servicios más pequeños.

3.

Menor tamaño físico y menor peso que los centrífugos, permitiendo menores costos de instalación; por ejemplo, menor tamaño del resguardo techado, grúas más pequeñas, menos espacio requerido, fundaciones menores, menores esfuerzos de manejo e instalación, etc.

4.

Si se mueve con una turbina de gas o vapor, la mayor velocidad usualmente permite acoplamiento directo (sin caja reductora) y diseños eficientes de turbina.

5.

El diseño de rotor y carcaza puede proveer flexibilidad para hacer modificaciones menores de comportamiento de manera un poco más conveniente (agregando, quitando o cambiando etapas y ajustando los ángulos de los álabes del estator) que en los compresores centrífugos.

6.

Mayor relación de compresión por carcaza debido a mayor eficiencia, según la limitación de temperatura de descarga.

7.

Más fáciles de operar en paralelo con compresores de cualquier tipo que los centrífugos, debido a su empinada curva cabezal–capacidad.

Desventajas 1.

Rango más estrecho de flujo para operación estable, especialmente con impulso de velocidad constante, a menos que se use un costoso diseño de álabes de estator de ángulo variable.

2.

Los sistemas de control de flujo y los controles de protección anti–oleaje son más complejos y costosos que para los centrífugos. El control anti–oleaje debe ser muy confiable, pues el oleaje puede dañar un compresor axial muy rápidamente.

3.

El deterioro de su desempeño debido a ensuciamiento en la ruta del gas y a erosión es más severo que en los centrífugos. Esto requiere mayor filtración en la succión y hace a los compresores axiales no aptos para corridas continuas largas en servicios sujetos a ensuciamiento.

4.

Los daños por objetos extraños succionados tienden a ser más extensos que en los centrífugos.




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5.

Hasta el presente, los modelos desarrollados para la utilización en procesos tienen generalmente un límite de presión más bajo que los centrífugos (sin embargo, los axiales tienen el potencial para ser desarrollado para niveles de presión por lo menos tan altos como los de los centrífugos).

6.

La experiencia en servicios diferentes al del aire es muy limitada hasta la fecha, haciendo difícil la justificación de su utilización para un nuevo gas.

7.

Si se considera necesario un rotor completo de repuesto para el axial en lugar de un juego de álabes sueltos del rotor, el costo de los repuestos principales (incluyendo los álabes de estator) tiende a ser mayor en el axial que en el centrífugo, aproximadamente 37 a 43% del precio base del equipo vs. 26 a 32% para el centrífugo. Si, por otra parte, se compran etapas sueltas del rotor como repuestos para el axial en lugar de un rotor completo, el costo del rotor de repuesto, y los álabes del estator totalizará sólo de 19 a 24% del costo base del axial, con una ventaja neta sobre el centrífugo.

8.

Niveles de ruido más altos que el centrífugo, requiriendo tratamiento acústico más extensivo y severo.

Compresores Reciprocantes Los compresores reciprocantes compiten con el resto de los compresores excepto con los compresores centrífugos y axiales a flujos muy grandes. Sus principales ventajas y desventajas son las siguientes:

Ventajas 1.

Disponible para capacidades por debajo del rango de flujo económico de los compresores centrífugos.

2.

Son económicos para altos cabezales típicos de gases de servicio de bajo peso molecular.

3.

Disponibles para altas presiones; casi siempre son usados para presiones de descarga por encima de 25000 KPa man. (3500 psig).

4.

Son mucho menos sensitivos a la composición de los gases y a sus propiedades cambiantes que los compresores dinámicos

5.

Apropiado para cambios escalonados de flujo de 0 a 100%, a través del espacio muerto y las válvulas de descarga con un mínimo desgaste de potencia a bajos flujos.

6.

La eficiencia total es mayor que la de los compresores centrífugos para una relación de presiones mayor que 2.

7.

La intensidad del flujo cambia para los diferentes niveles de presión de descarga.




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8.

Presentan una temperatura de descarga menor que los compresores centrífugos debido a su alta eficiencia y a su sistema encamisado de enfriamiento.

9.

Son mucho menos sensitivos a desalineamiento en el acoplador y a esfuerzos en la tubería que los compresores centrífugos, axiales y rotatorios, los cuales operan a velocidades de rotación mayores.

Desventajas

5.2

1.

Fundaciones mucho más grande para eliminar las altas vibraciones debido a las fuerzas reciprocantes.

2.

En servicios continuos, se requieren múltiples unidades para impedir paradas de planta debido al mantenimiento de compresores.

3.

Los costos de mantenimiento son de 2 a 3 veces mayores que los costos para compresores centrífugos.

4.

El potencial de funcionamiento continuo es mucho más corto que el de los compresores centrífugos, la frecuencia de paradas es mucho mayor, debido a fallas en las válvulas.

5.

Los compresores reciprocantes son sensitivos al arrastre de sólidos, debido a la fricción presente de las diferentes partes del equipo.

6.

Las máquinas lubricadas son sensitivas al arrastre de líquido, debido a la destrucción de la película lubricante.

7.

Es necesario un área de ubicación mayor que la utilizada por los compresores de tipo rotatorio y centrífugo.

8.

Las máquinas lubricadas inyectan aceite de lubricación en la corriente de gas; mientras que las máquinas no lubricadas requieren el cambio frecuente de partes desgastadas.

9.

Comparado con otros tipos de compresores se requiere una inspección más continua, debido a la susceptibilidad a fallar en las válvulas y en el sistema de lubricación.

Principios de Operación

Compresores Centrífugos Los compresores centrífugos generan un cabezal de descarga por desarrollar altas velocidades del gas en un impulsor centrífugo, convirtiendo una porción de esta velocidad en presión en el impulsor y completando la conversión en el pasaje del difusor, este modo de operación clasifica el equipo como un compresor “dinámico”. Los compresores y ventiladores centrífugos desarrollan la más alta




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velocidad en un plano perpendicular al eje, mientras que los compresores y ventiladores axiales, los cuales también pueden operar según el principio dinámico, desarrollan velocidad en la misma dirección del eje. La cantidad de energía que un compresor es capaz de impartir a cada unidad de masa de gas es limitada por la velocidad periférica de los álabes del impulsor. De esta manera el compresor centrífugo tiene un máximo cabezal de capacidad, siendo limitado por la velocidad giratoria del rotor, la cual a su vez es limitada por el esfuerzo permisible del impulsor. Para permitir la operación de impulsores sometidos a esfuerzos que pueden llegar tan alto como 400 a 590 MPa (60000 a 85000 psi) se utilizan aceros de alta dureza en la fabricación de éstos.

Compresores Axiales Los compresores axiales son máquinas “dinámicas” por cuanto desarrollan presión acelerando el gas y convirtiendo (por difusión) la alta velocidad resultante en presión. Mientras el compresor centrífugo (que también es una máquina de tipo “dinámico”) desarrolla velocidad por medio de “fuerza” centrífuga, con flujo en la dirección radial, el axial emplea álabes especialmente construidos para forzar el flujo en una dirección predominantemente axial. La energía es transmitida al gas usando los álabes del rotor para incrementar el impulso en la dirección tangencial. La función primaria de los álabes del estator es redireccionar el flujo de una hilera de álabes rotatorios hacia la siguiente con un ángulo eficiente. La conversión de velocidad a presión (difusión) es compartida entre los álabes rotatorios y los álabes estacionarios en la mayoría de los diseños de compresores comerciales. Máquinas de una sola etapa que aplican este principio de diseño son llamados sopladores axiales de aspas. Las versiones multietapas son llamados “compresores axiales”. Pueden ensamblarse hasta 17 etapas en una sola carcaza, con colocación alternada de álabes rotatorios y estacionarios. Los compresores axiales son enfriados sólo por radiación superficial nominal, y este efecto menor es usualmente anulado por el aislamiento acústico. Los compresores axiales tienen volutas grandes y de baja velocidad en los extremos de entrada y de descarga para permitir el flujo en dirección axial hacia y desde el rotor, así como para minimizar disturbios de flujo en cada extremo del rotor, manteniendo bajas las caídas de presión en las boquillas. La velocidad del gas entrando a los álabes de la primera etapa es típicamente dos veces la velocidad comparable del gas a la entrada de la primera etapa impulsora de un compresor centrífugo, en el orden de 120 a 150 m/s (400 a 500 pie/s). Esto resulta en una reducción de presión estática tan significativa en el plano donde el gas entra al rotor que la presión diferencial entre ese plano y la brida de entrada provee un medio bastante preciso para la medición de flujo, una vez efectuada una calibración adecuada.



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Compresores Reciprocantes Los compresores reciprocantes son máquinas de “desplazamiento positivo” los cuales operan mediante una reducción positiva de un cierto volumen de gas atrapado dentro del cilindro mediante un movimiento reciprocante del pistón. La reducción en volumen origina un alza en la presión hasta que la misma alcanza la presión de descarga; y ocasiona el desplazamiento del fluido a través de la válvula de descarga del cilindro. El cilindro está provisto de válvulas las cuales operan automáticamente por diferenciales de presión, al igual que válvulas de retención (check valves), para admitir y descargar gas. La válvula de admisión abre cuando el movimiento del pistón ha reducido la presión por debajo de la presión de entrada en la línea. La válvula de descarga se cierra cuando la presión acumulada en el cilindro deja de exceder la presión en la línea de descarga luego de completar el golpe de descarga, previniendo de esta manera el flujo en sentido reverso. La teoría de compresión en el cilindro de compresores reciprocantes es tratada más a fondo en los libros técnicos. Refiérase a “Compressed Air Gas Data” para un resumen más detallado.

5.3

Limitaciones Críticas

Compresores Centrífugos Temperatura de Descarga – La temperatura permitida de descarga de los compresores centrífugos está limitada de las siguientes maneras:

Temperatura permitida de descarga: 1.

Consideraciones de Proceso – Debido a que el funcionamiento del compresor centrífugo es sensible a las restricciones de flujo, el ensuciamiento por polimerización se debe evitar. Esto limita la temperatura permitida a 120 C (250 F) en la descarga a aquellas corrientes ricas en diolefinas y olefinas. °

2.

°

Limitaciones del Material – El hierro fundido, el cual se emplea normalmente en carcazas de baja presión, limita la temperatura del compresor a 230 C (450 F). El plomo se usa en algunos compresores centrífugos en los laberintos opuestos del pistón de balance, limitando así la máquina a más o menos 195 C (380 F). °

°

°

3.

°

Limitaciones Estructurales – Las formas complejas de carcazas usadas en modelos de compresores centrífugos para servicios de volumen alto, presión baja y boquillas múltiples tienden a distorsionar excesivamente cuando están expuestos a gradiente de temperatura mayor de 175 C (350 F). Las tolerancias muy pequeñas, radiales y axiales, que se requieren para alta eficiencia son adversamente afectadas por las distorsiones de la carcaza. °

°


PDVSA MDP–02–K–03


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Los diseños especiales de compresores centrífugos están disponibles para temperaturas a la descarga tan altas como 425 a 540 C (800 a 1000 F). °

°

Para servicios de regeneración en caliente hasta 260 C (500 F), se usan comúnmente construcciones de etapa simple suspendida con modificaciones solo a los sellos de ejes y se han aplicado para servicios mayores de 425 C (800 F). °

°

°

°

Temperatura de Entrada – Temperaturas de entrada tan bajas como –115 C °

(–175 F) pueden ser manejadas por diseños convencionales con la selección de materiales adecuados. Para servicios de más bajas temperaturas, debe consultarse a especialistas. °

Presión de Descarga – Los diseños de compresores centrífugos están disponibles comercialmente para presiones de descarga de 38000 kPa man. (5500 psig), y están siendo desarrollados para presiones de 48000 a 62000 kPa man. (7000 a 9000 psig).

Cabezal – Muchos de los diseños de compresores centrífugos se limitan de 8 a 9 impulsores por carcaza. Unos pocos diseños comerciales pueden acomodar 10, 11 ó 12 etapas. El cabezal que cada etapa del compresor puede desarrollar es típicamente de 3000 m (10000 pie) para gases cuyos pesos moleculares están en el rango del aire, 2600 m (8500 pie) para gases con M = 55 y 3500 m (11500 pie) para gases con M = 5. El cabezal promedio por etapa es usualmente menor que el máximo cabezal desarrollado por etapa. El cabezal total por carcaza rara vez excede los 30000 m (100000 pie). Muchos modelos tienen limitaciones muy por debajo de este nivel. Los compresores de etapa simple y alta velocidad se pueden especificar para cabezales tan altos como 8500 m (28000 pie). Las etapas de los compresores centrífugos, paquetes que manejan aire de planta, alcanza de 6100 a 6700 m/etapa (20000 a 22000 pie / etapa). Los impulsores especiales de alto desempeño que se utilizan en compresores multietapas desarrollan cabezales tan altos como 5200 m (17000 pie).

Flujo Volumétrico a la Entrada – El mínimo para máquinas convencionales está cercano a 0.17 m 3 /s (350 pie3 /min) real para gases limpios y 0.24 m 3 /s (500 pie3 /min) real para gases sucios. El máximo de unos pocos fabricantes está en el rango de 71 a 90 m 3 /s (150000 a 190000 pi 3 /min) para el aire y cerca de la mitad de este nivel para gases. Este nivel ha sido alcanzado por arreglos tanto de flujo sencillo como de flujo doble.

Flujo Volumétrico a la Descarga – El mínimo es ligeramente más bajo que la limitación a la entrada, típicamente entre 0.14 y 0.19 m 3 /s (300 a 400 pie3 /min) real, actuando a condiciones de descarga. El máximo no es significante.

Sensibilidad Mecánica – Los compresores centrífugos son especialmente sensibles a las siguientes condiciones mecánicas: 1.

Deficiencia de aceite lubricante en los cojinetes.




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2.

Sucio en el aceite lubricante.

3.

Desalineación del acoplamiento.

4.

Desbalanceo del rotor debido a cuerpos extraños que se alojan en el impulsor o por pérdida irregular de metal en los impulsores.

5.

Líquido entrampado.

Compresores Reciprocantes Sensitividad a los Líquidos – Los compresores reciprocantes están especialmente propensos a dañarse por líquidos en la corriente de gas. Ver Capítulo PDVSA– MDP–02–K–02 “Principiuos Básicos”, Líquidos en Corrientes Gaseosas. El arrastre de líquido en forma de neblina tiende a quitar la película lubricante en el cilindro y en los anillos del pistón, acortando por consiguiente drásticamente la vida de servicio entre paradas. Una gota de líquido llevada dentro del compresor a través de la boquilla de entrada, puede ser extremadamente peligroso debido a que ésta es no comprimible; muchas de las explosiones e incendios han ocurrido por la rotura de cilindros. Cilindros de compresores horizontales deben tener descargas en el tope y en la parte inferior de la succión cuando el gas que se maneja es saturado, según API Standar 618, de tal manera que cualquier líquido que entre sea drenado en la menor oportunidad posible para evitar acumulación de depósitos.

Limitaciones en la Relación de Compresión – En general la relación de presión en compresores de aire de una sola etapa está limitada entre 4.4 y 5.0 a presiones relativamente bajas, y de 2 a 2.5 en la succión para presiones por encima de 7000 KPa (1000 psig). La relación de compresión está limitada por el diseño mecánico del compresor; es decir la máxima carga que un brazo puede llevar debido al diferencial de presión que actua en el pistón y por la baja eficiencia volumétrica que acompañan los aumentos en la relación de compresión. También, una alta relación de compresión está normalmente acompañada por un incremento grande de temperatura, el cual puede causar problemas de lubricación. Como una excepción al criterio arriba indicado los compresores de una sola etapa, de bajo costo, hasta 75 Kw (100 HP), son usados para cocientes de compresión tan altos como 7.8 (700 KPa man. (100 psig) de descarga), aunque las altas temperaturas y los diferenciales de presión llevan a factores de servicio más bajos en este tipo de equipos. Estos altos cocientes no deben ser especificados cuando el servicio es continuo y se requiere un alto grado de confiabilidad; etapas adicionales deben agregarse para reducir la relación de compresión por etapa.

Limitaciones en la Temperatura de Descarga – Ver la Tabla 3, donde se indican las temperaturas de descarga permitidas para compresores reciprocantes para varios gases y diseños. Los factores que limitan la temperatura de descarga en compresores reciprocantes son:




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1.

En todos los compresores lubricados, el mantenimiento de una adecuada viscosidad en la película lubricante y la prevención de la degradación del aceite lubricante en depósitos de coque.

2.

En aire y otros servicios ricos en oxígeno, la prevención de la ignición de depósitos de aceite lubricante en el sistema de descarga.

3.

En servicios de bajo peso molecular, un valor de diseño conservador debe usarse para permitir compensación por el deterioro debido a la inevitable fuga en válvulas y paso de gases de combustión al pistón.

4.

En servicios de alta presión de polietileno, prevención de polimerización de los gases.

5.

Cilindros fundidos en compresores registrados para presiones superiores a 2100 kPa man. (300 psig) y todos los cilindros forjados los cuales tienen paredes y recubrimientos gruesos, por consiguiente un enfriamiento muy pobre del aceite lubricante, requieren por lo tanto límites de temperatura de descarga más bajos.

6.

La temperatura de descarga de compresores no lubricados y con sellos de teflón, está limitada por el teflón el cual esta expuesto al calor generado por la fricción al mismo tiempo que al calor generado por la compresión.

Pequeños compresores reciprocantes (potencias por debajo de 75 hasta 115 kW (100 a 150 HP)), diámetro de cilindro 300 mm (12 pulg) producen temperaturas de descarga por debajo de la isentrópica debido al alto cociente de enfriamiento de la superficie, al flujo de enfriamiento y al flujo de la masa de gas. Por consiguiente los mismos son aplicados a los valores de temperatura de descarga isentrópicos por encima del valor de temperatura de descarga permitido. Se recomienda consultar al especialista en la maquinaria. Donde existe alarmas indicadoras de temperaturas de descarga, las mismas deben ser calibradas a 14 C (25 F) más que la temperatura de descarga normal (real) para iniciar la investigación. Un incremento de 22 C (40 F) sobre lo normal garantiza una parada para inspección interna. °

°

°

°

Diseño de Etapas para Limitar la Temperatura de Descarga – Gran parte del enfriamiento del gas en un cilindro de un compresor reciprocante enfriado se realiza a medida que el gas fluye hacia afuera, a través de la cámara de la válvula de descarga, en la vía hacia la boquilla de descarga luego de que el tiempo de compresión es completado. (Esta es la razón por la cual el enfriamiento tiene sólo un efecto muy pequeño en el desempeño del compresor). La temperatura pico alcanzada por el gas (y la máxima temperatura a la cual está expuesta la película lubricante) es por consiguiente mucho más grande que la que se pueda medir a la descarga.



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La temperatura a la cual hay un efecto adverso en el desgaste del cilindro, debido a la reducción en la viscosidad del lubricante, es la verdadera temperatura pico, en lugar del estimado isentrópico de la temperatura de descarga, a la temperatura a la que el gas sale de la boquilla de descarga. Por consiguiente, cuando existe una condición que tiende a colocar la temperatura de descarga significativamente más alta que la temperatura isentrópica de descarga, o la temperatura pico del cilindro significativamente mayor que la temperatura de descarga de la boquilla, debe ponerse un especial cuidado en la realización del diseño de las etapas. Las pruebas del suplidor, y las experiencias de servicio son los recursos más preciados para datos sobre funcionamiento y recomendaciones para el diseño de las etapas para el manejo de servicios donde el punto de temperatura de descarga es crítico.

Limitaciones en la Temperatura de Entrada – La mínima temperatura permisible para cilindros de hierro gris fundido es –45 C (–50 F). La resistencia al impacto del hierro fundido no cambia con bajas temperaturas. °

°

La temperatura más baja para compresores lubricados es de –48 C (–55 F). El aceite lubricante debe ser seleccionado muy cuidadosamente para temperaturas de entrada bajo cero. Se requieren compresores no lubricados en el caso de que la temperatura de succión se encuentre por debajo de –48 C (–55 F), o si el aceite lubricante no se tolera en el gas. El uso de compresores no lubricados para gases se debe evitar (especialmente gases secos e inertes) cuando sea posible, ya que los requerimientos de mantenimiento son casi el doble que para las máquinas lubricadas. °

°

°

°

Para temperaturas de entrada por debajo de 15 C (60 F), la temperatura mínima de entrada debe ser especificada en el diseño. °

°

Características de Servicio – Ver Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VI, Secc. “11C” para datos sobre el tiempo de trabajo o tiempo entre paradas, practicas de disponibilidad, costos de mantenimiento, y factores de utilidad.

6

PROGRAMA DE COMPUTACION INTEVEP, S.A dispone de un programa que permite la selección de compresores centrífugos, reciprocantes o axiales basado en la presión de descarga y el flujo que manejan. Este programa se encuentra disponible en la base de cálculo Procalc.




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TABLA 1. CARACTERISTICAS MECANICAS DE LOS TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES Tipo Com – presores

Relación de presión o Velocidad de rotación limitación Rev/min de cabezal (Rev/s) por etapa de compresión

Rango común de eficiencia de comprensión

Rango Rendicomún de miento eficiencia total mecánica

Sensibilidad relativa a ensuciamiento y particulas de solidos

niveles de generación de ruido relativo

Sensibilidad relativa al contenido de humedad

Requerimientos relativos de mantenimiento

Centrifugo Convencional

3000–18000 (50–300)

40000 m

0.70–0.80

0.99

Media

Alto

Media

Bajo

Alta Velocidad, Bajo flujo

15000– 33000 (50–170)

8500 m

0.45–0.60

0.96 (Incluye engranaje)

Muy alta

Muy alta

Muy alta

Muy alta

23000 m

0.75–0.85

0.99

Alta

Muy alto

Alta

Bajo

3000–10000

Axial

(50–170)

Ventilador Axial Tipo Intercambiador de calor

150–750 (2.5–12)

0.25 kpa

––

––

0.30–0.50 (Estático)

Baja

Medio (atenuación impractica)

Baja

Medio

Ventilador centrifugo

600–3600 (10–60)

7.5 kpa

––

––

0.50–0.90 (Estático)

Media

Alto

Bajo

Medio

300–1000 (5–15)

r=5

0.75–0.90

0.95

Alta

Bajo

Muy alta

Alto

0.75–0.90

0.94

Muy alta

Bajo

Alta

muy alto

Alta

Bajo

Bajo

alto

Reciprocante Lubricado No Lubricado Diafragma

Rotatorio Tornillo Helicoidal de alta Presión

3500–9000 (60–150)

Tornillo Helicoidal de baja Presión Tornillo espiral de baja presión

r=4a5

0.74–0.78

0.96

Bajo

Muy alto

Bajo

Media

1750–3500 (30–60)

r=2a3

0.70–0.78 (Aumenta a medida que r decrece)

0.95

Media

Alto

Media

Medio

1600–4500 (25–75)

r = 30

0.7

0.95

Media

Alto

Media

Medio

r = 1.7

0.66–0.70

0.95

Media

Alto

Media

Medio

450–1800 (7–30)

r = 4.4

0.90

0.95

Muy alta

Alto

Muy alta

Muy alto

200–3500 (3–60)

r = 2.5 Diseño especial para servicio de aire (r=8.0)

––

––

Baja

Medio

Ninguna

Medio

Lóbulo Recto Alabe Directo Deslizante Anillo Líquido

0.35–0.50

NOTA: Factores de conversión de m a pie, multiplique por 3.2808 de kpa a pulg H 2O multiplique por 4.0161.




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TABLA 2. SIGNIFICADO DE LOS PARAMETROS DE RENDIMIENTO EN EL DISEÑO DE MAQUINAS COMPRESORAS Parámetro

Compresores Dinámicos

Compresores Reciprocantes

Compresores Rotatorios

Velocidad de flujo volumétrico

Dimensionamiento de cacaza y boquilla, selección de impulsor

Diámetro interior del cilindro, recorrido y velocidad, volumen de espacio muerto provisto; dimensionamiento de válvula

Tamaño del rotor, velocidad

Presión de Entrada

Diseño del sistema de sellado de eje

Diseño de válvula; factibilidad Diseño de sistema de de válvulas des cargadoras a sellado de eje la entrada y cavidades de espacio muerto accionadas por vástagos de válvulas

Aumento de Presión

Carga del cojinete de empuje

Tensión del vástago del pistón

Presión de Descarga

Estilo de conexión de la descarga, clasificación de boquillas

Material de cilindro y métodos Selección entre varios de fabricación; diseño del tipos rotativos empaque del vástago del pistón

Cabezal

Número de etapas. Diámetro de rotor, velocidad

No significativo

No significativo

Temperatura Fuerzas resultantes sobre de tuberías y momentos sobre Descarga boquillas; juegos internos; arreglos para conservar la alineación de acoplamiento; distorsión de carcazas de forma irregular

Mantenimiento de la película lubricante; tendencia del lubricante a la formación de Coque y a la combustión; mantenimiento del espacio muerto adecuado entre el pistón y el cilindro con características de expansión térmica diferente

Juegos de punta del rotor; necesidad para enfriamiento del rotor

Requerimie nto de Potencia

Diámetro de eje

Clasificación del bastidor (Carter)

Clasificación de bastidores estandard

Tipo de Accionador

El accionamiento de turbina normalmente permite pulsión directa; la velocidad óptima de turbina puede influenciar la optimización de velocidad / diámetro / etapas del compresor

La propulsión de motores a gas permite la construcción integral; la propulsión del motor permite montaje del rotor del motor directamente sobre una extensión del cigüeñal

La propulsión de la turbina normalmente permite la propulsión directa; la velocidad óptima de la turbina puede influir en la optimización de: velocidad / diámetro de rotor del compresor

Empuje axial, longitud de tornillo doblamiento de rotores



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TABLA 3. TEMPERATURAS DE DESCARGA PERMISIBLES PARA COMPRESORES RECIPROCANTES (1) Presión de Descarga(6)

Gas

Método de Lubricación

Temperatura de Descarga Permitida C (7) Máxima Simple predicción (2) Isentrópica (3) °

aire

< 2100 kPa

aceite de hidrocarburo

175

160

Aire

> 2100 kPa


160 (5)

150 (5)

Aire

< 2100 kPa

aceite sintético

190

175

Cualquiera

< 7000 kPa

no lubricado

200 (4)

–––

Hidrógeno rico M 15

cualquiera


150

135

Gas Síntesis amoníaco

cualquiera


150

135

Etileno

> 140000 kPa


120

–––

NOTAS: 1. Por encima de 75 KW (100 HP), compresores por debajo de 75 KW (100 HP) requieren atención especial, se deberán utilizar los consejos del suplidor. 2. Real, en una situación de operación; o predicción basada en el trabajo de enfriamiento del modelo específico del cilindro, si los datos están disponibles; o la predicción isentrópica, usando el cociente total de presiones, incluyendo las pérdidas de presión en las válvulas (asumiendo que los detalles de diseño de la máquina están disponibles). 3. Excluyendo las pérdidas permitidas en válvulas. 4. Ver el contenido del texto en lo referente a limitaciones en el diseño de anillos de teflón para compresores. 5. 14 C (25 F) menos para cilindros de acero forjado, debido al deficiente enfriamiento de las paredes del cilindro. 6. Para convertir KPa en psig, multiplique por el factor 0.14504. 7. Para convertir C a F = C x 1.8 + 32 °

°

°

°

°

COMPRESORES

MECANICOS

EYECTORES

EYECTORES

COMPRESORES TERMICOS (PRESION DE SUCCION

DE VACIO

MAYOR QUE LA ATMOSFERICA)

DESPLAZAMIENTO POSITIVO

DINAMICO

CENTRIFUGOS (FLUJO RADIAL)

FLUJO MEZCLADO (UNA SOLA ETAPA)(2)

AXIAL

VENTILADORES DE

ROTATORIOS

MULTIETAPA UN SOLO ROTOR

UNA SOLA ETAPA

TIPO DE PROPELA

RECIPROCANTES

VENA DESLIZANTE

TIPO DE ALABE AXIAL

DOS ROTORES

ANILLO DE LIQUIDO

TIPO LOBULAR (RAICES)

( o PISTON DE LIQUIDO)

ACCION DIRECTA

DIAFRAGMA

TORNILLO EMBOLO BUZO

PISTON

(DE UNA SOLA

(ROTORES AXIALES

ACCION)

DE LOBULOS)

CARCAZA CON DIVISION

CARCAZA CON DIVISION

HORIZONTAL

VERTICAL

VENTILADORES

ALTA VELOCIDAD

CENTRIFUGOS ESPIRAL AXIAL

HELICOIDAL

LUBRICADO *

NO LUBRICADO

(FILETE DE BORDE CUADRADO)

UNA SOLA ETAPA UNA SOLA ETAPA (DOBLE SUCCION)

MULTIETAPA

UNA SOLA ETAPA

TIPO MULTIETAPA DOBLE CARCAZA (BARRIL)

TIPO MULTIETAPA (ROTOR MULTIPLE/ ENGRANAJE INTEGRAL)

ALTA PRESION * (DE 40000 A 70000 kPa man (570 A 1000 psig)

EXTREMADA ALTA PRESION DE 350000 A 700000 kPa man (50000 A 100000 psig)

TIPO TUBERIA

TIPO EN VOLADIZO

ALABES INCLINADOS HACIA ATRAS

ALABES RADIALES

ALABES INCLINADOS

TIPO

PAQUETE

HACIA ADELANTE

2–4 ETAPAS

TIPO PLANTA

DE PROCESO

DE AIRE

BAJA PRESION * (ROTORES FUNDIDOS) (HASTA 100 kPa man 15 psig)

ALTA PRESION (ROTORES FUNDIDOS) (PERFIL DEL ROTOR ”SRM”) (HASTA 1725 kP man) (250 psig)

NOTAS: (1) UN ASTERISCO (*), INDICA LOS TIPOS MAS FRECUENTEMENTE USADOS EN LAS PLANTAS DE PROCESOS. (2) CONFIGURACION DE LA CARCAZA COMO EN LOS CENTRIFUGOS

F i g 1 . C L A S I F I C A C I O N D E L O S T I P O S D E C O M P R E S O R E S ( 1 )

.M e n ú P r i n c i p a l

     S E L E C C I O N D E L T I P O D E C O M P R E S O R

I n d i c e m a n u a l

I n d i c e v o l u m e n

I n d P i c e á g n i n o r m a a

0

M A 2 Y . 6 9 6

M A N U A L D E D I S E Ñ O D E P R O C E S O

R P E D V V I S S I A O N M D P – 0 F 2 E – C K H – A 0 3




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Fig 2. GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS ROTATIVOS Y DE PAQUETES

n i m / 3 e i P




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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS ROTATIVOS Y DE PAQUETES




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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES Y VENTILADORES CENTRIFUGOS DE DIAFRAGMAS Y CONVENCIONALES n i m / e i P

3




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Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS DE ALTA VELOCIDAD AXIALES Y RECIPROCANTES




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Fig 3. COMPARACION DE LAS CURVAS CARACTERISTICAS DE CABEZAL / CAPACIDAD DE LOS TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES




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Fig 4. RANGO DE APLICACION DE VARIOS TIPOS DE BOMBAS DE VACIO


PDVSA N °

MDP–02–K–04

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REV.

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CALCULOS EN SISTEMAS DE COMPRESION

APROBADO


APROB.

 PDVSA,

TITULO

1983

PAG. APROB.

F.R. REV.


ESPECIALISTAS




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Indice 1 2 3 4

OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2 2 2

4.1 4.2 4.3

Cálculos Manuales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cálculos Mediante Programas de Computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Objetivos del Cálculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 3 3

5 GUIA PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

5.1 5.2 5.3

Ecuaciones Básicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Datos de Eficiencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ajuste de Eficiencia para Compresores Centrífugos con Reciclo a la Línea de Balance . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pérdidas Mecánicas y Requerimientos de Potencia al Freno . . . . . . . . . . Propiedades Promedio de los Gases . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Comparación de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aplicabilidad de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Detalles del Método Isentrópico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Detalles del Método Politrópico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compresión Isotérmica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Comparación de los Valores de Eficiencia de Compresión . . . . . . . . . . . . Fuentes de Ineficiencia en Diferentes Tipos de Compresores . . . . . . . . . Problemas Tipo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Programas de Computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10 10 13 17 17 18 18 24

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

25 26

5.4 5.5 5.6 5.7 5.8 5.9 5.10 5.11 5.12 5.13 5.14

5 7 7 7 8 9



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1

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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es presentar los procedimientos de cálculos típicos en los sistemas de compresión.

2

ALCANCE Este capítulo presenta los procedimientos de cálculo para servicio de compresión, recomendados para los tipos de compresores comúnmente utilizados comercialmente. Se incluye una breve explicación de la teoría de cálculo de compresión para ayudar a entender la terminología y abordar los tipos de compresores y situaciones de cálculo no encontrados normalmente.

3

REFERENCIAS 3.1

Manual de Diseño de Proceso PDVSA– MDP–02–K–02

3.2

“Principios Básicos”

Prácticas de Diseño Vol. VII Sec. 11H “Compresores Reciprocantes” (1978)

3.3

Otras Referencias International Critical Tables of Data: physics, chemestry and technology, National Research Council, Washington, D.C., 1923–1933. National Bureau of Standards circular No. 564 (1955). Keenan, J.H., Kaye, J. John Wiley, “Gas Tables” New York, 1979. Edmister, W.C., “Applied Hydrocarbon Thermodynamics”, Gulf Publishing Company, Vol. 1, 1961, Vol. 2, 1974. “Elliott Multistage Centrifugal Compressors”, Elliott Division of Carrier Corporation, 1966. Gibbs, C.W., “Compressed Air and Gas”, Ingersoll Rand Company, 1969. Engineering Data Book, Gas Processors Suppliers Association, 9th ed. Tulsa, Oklahoma, 1972, with 1974 and 1976 Revision.

4

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO 4.1

Cálculos Manuales para cálculos rápidos a mano se utiliza el método isentrópico (adiabático) y datos de relación de calor especifico del gas o diagramas de propiedades de los gases




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Indice Indice norma

(Mollier). Para cálculos a mano se recomienda una forma corta del método de Edmister en la que se omite el procedimiento iterativo para la determinación de la temperatura de descarga. Si se desean resultados más refinados, utilice la base politrópica y el método de Edmister para estimar temperaturas de descarga y el exponente de compresión.

4.2 4.2

Cálc Cálcul ulos os Medi Median ante te Pro Progr gram amas as de de Comp Comput utac ació ión n Los programas para compresores centrífugos usan la base politrópica y el método Edmister; los programas para compresores reciprocantes usan el método isentrópico (adiabático). La elección de una de estas categorías depende del tiempo disponible, la precisión requerida y la disponibilidad de un computador y de los programas necesarios. Variaciones específicas de cada una de estas categorías se resumen en las Tablas 1A y 1B para cubrir la situación práctica encontrada con frecuencia.

4.3

Objetivos del Cálculo Los cálculos de compresión se desarrollan con los objetivos siguientes:

Parámetro

Símbolo

Flujo volumétrico a la entrada

Q1

Uso del Resultado Suministra bases para la selección del tipo de compresor y para la estimación del tamaño físico y del costo Dimensionamiento de la línea de entrada Datos para el diseño de la válvula de estrangulamiento.

Flujo volumétrico a la descarga

Q2

Dimensionamiento de la línea de descarga Factibilidad de uso de un compresor centrífugo

Cabezal

His

Suministra bases para estimar el número de etapas requeridas; y para compresores dinámicos, estima el tamaño físico, así como los costos

Hpoli

Usado en cálculos de requerimiento de potencia. Usado como base para la especificación de requerimientos de la forma de la curva de un compresor centrífugo.




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Parámetro

Símbolo

Temperatura de descarga de punto normal, estimado

T2

Indice Indice norma

Uso del Resultado Usado para calcular n en cálculos politrópicos Influye sobre la preparación de diseño. Suministra el estimado de la temperatura del gas para el estimado de la carga requerida del post–enfriador. Suministra bases para establecer criterios de posible ensuciamiento por polimerización. Para compresores enfriados, este cálculo suministra bases de comparación con el caso sin enfriamiento, a fin de verificar el calor requerido del cilindro enfriador

Temperatura máxima de descarga

T2max

Selección de la temperatura de diseño de la camisa. Influye sobre la preparación de diseño

Requerimiento de potencia de compresión, o “potencia de gas”

PG

Cálculo de requerimientos de potencia

Requerimiento de potencia de impulso total, o “potencia al freno”

PF

Estima la capacidad requerida del elemento motriz Estima los requerimientos de servicio del elemento motriz. Estudio de optimización del tamaño de la línea. Evalúa el efecto de los cambios de diseño del sistema de proceso sobre el requerimiento de potencia

Relación de presión y flujo volumétrico en el punto de oleaje (estimado, para compresores centrífugos).

r 

P 2máx P1

Diseño del sistema de control de oleaje.

Q1

Especificaciones de la válvula de estrangulamiento a la succión. P2 máxima para la selección de la presión de diseño de la camisa o cuerpo del compresor



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5

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GUIA PARA EL DISEÑO 5.1

Ecuaciones Básicas

Para la nomenclatura, ver capítulo PDVSA– MDP–02–K–02. MDP–02–K–02 .

Parámetro Fluj Flujo o Volum olumét étri rico co,r ,rea eall

Ecuación

Comentarios Zi RT i

Q 1=WV1 m3 /sec (pie/min)

Vi 

Q2=WV2 m3 /sec (pie/min)

R  8314.34

Pi M F 2 J °K

Kmol



1545

T = °K (°R) P = kPa (psia) W = Kg/s (lb/min) F2 = 1000 (144)

Cabezal Base Isentrópica

His 

 

1 gc Fo g

ZRT1 M

 

Para hidrocarburos H  1 g c poli Fo g r<3 Para hidrocarburos r>3 Para Z  1.0

P k k–1 P 

  2 1

P n n–1 P 

  

ZRT ZRT 1 M

 Z y K son valores promediados entre la –1 promediados  entrada y la descarga

k–1 k

 –1 

k–1 k

2 1

Igual al anterior

n–1 n en la anterior ecuación

Sustituir m por

k–1 por k  poli en la anterior ecuación

Sustituir

n–1  n

Z y K son valores promediados entre la entrada y la descarga

Temperatura de descarga Sin enfriamiento, Z 1.0 Cálculos rápidos a mano

 

T 2  T 1

P2 P1

m1

T = °K (°R)



pielb °R lbmo lbmoll




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Parámetro

Ecuación

Sin enfriamiento, Z  1.0 Cálculos afinados por computadora

T 2  T 1

Sin enfriamiento, Z  1.0, poli disponible

Sin enfriamiento, Z  1.0, is disponible Enfriado, Z  1.0, elevación de la temperatura debido a pérdidas = efecto de enfriamiento

Potencia de compresión o requerimiento de potencia de gas.

Requerimiento total de potencia de impulso. Relación de calor específico

Bases de estimación de la caída de presión interetapa para compresores reciprocantes

Indice volumen

  P2 P1 P2 P1

1

T 2  T 1

PG 

PF



K 



P =

   

k–1 k

  P2 P1

F 3  poli gc

Cp Cv



mprom y T2 verificados por una serie de iteraciones.

k–1 k  poli

– 1

is

W Hpoli g

Pgas

m prom

 

   T  T 1    2

Comentarios

P2 P1

T 2  T 1

Indice norma

k–1 k



Evaluar k y T 1 para mayor brevedad o promediar k1 y k2 para mayor exactitud. Igual a la anterior

Igual a la anterior

W His g F 3  is gc

Donde: F3 = 102 (33000)

 pérdidas mecánicas

(C p °  Cp) (C p °  Cp)–(C p –C v)

F4 p0.7

Use datos del apéndice para evaluación a las condiciones específicas de presión y temperatura.

Para estimaciones antes de que el equipo interetapa esté diseñado F4 = 0.178 (0.1)



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5.2

Indice volumen

Indice norma

Datos de Eficiencia  

   

5.3

Indice manual

Para compresores centrífugos use la Figura 1 y corrija las pérdidas internas debidas a fugas del balance hidráulico. Para compresores axiales, use 8% más de lo indicado por la Figura 1 con valores hasta 50 m3 /s (100000 pie3 /min) real, y 6% más para valores por encima de 50 m3 /s (100000 pie3 /min) real, antes que sean obtenidas las estimaciones especificas por el suplidor. Para compresores reciprocantes, utilice la Figura 2. Para compresores de tornillo helicoidal de alta presión, utilice mecánico=0.96 y poli = 0.75 antes de obtener las estimaciones por el suplidor. (ver figura 3) Para eficiencia mecánica de unidades de engranaje use la Figura 4. Para conversión entre eficiencia politrópica e isentrópica, use la Figura 5.

Ajuste de Eficiencia para Compresores Centrífugos con Reciclo a la Línea de Balance El método de balance de empuje hidráulico empleado en el diseño de compresores centrífugos da por resultado algo de fuga continua de la descarga de gas a través del laberinto del tambor de balance y a través de la “línea de balance hidráulico”, de regreso hacia la entrada de la etapa de baja presión. Este flujo de fuga interna varía con la capacidad de la máquina y la elevación de la presión a través de la máquina. Esto no está permitido para el valor de eficiencia politrópica básica, pero posee el efecto de reducir la eficiencia global de compresión. Para cálculos a mano y para propósitos de diseño de servicio, las siguientes reducciones deben hacerse en la eficiencia politrópica de manera de permitir este reciclo interno.

Aumento de Presión

5.4

Flujo Volumétrico < 3.75 m3 /s (8000 Pie 3 /Min) real

> 3.75 m 3 /s (8000 Pie 3 /Min) real

P < 1000 kPa (150 psia)

2%

1%

P >1000 kPa (150 psia)

4%

3%

Pérdidas Mecánicas y Requerimientos de Potencia al Freno El requerimiento total de potencia del impulsor, o requerimiento de “potencia al freno” del compresor es la suma de:  

Requerimiento de potencia de compresión, o potencia de gas. Pérdidas mecánicas del compresor.




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MAY.96

Página 8 .Menú Principal 

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Pérdidas de transmisión del elemento motriz.

El requerimiento de potencia de compresión es calculado sobre una base tanto politrópica como isentrópica, dependiendo del tipo de compresor y de la situación de diseño. Las pérdidas mecánicas para compresores centrífugos y rotativos de más de 750 KW (1000 HP) pueden ser estimados para propósitos de diseño de servicio como: 

25 kW (35 HP) para cojinetes.



25 kW (35 HP) para sellos de eje de tipo aceite.



Las pérdidas de potencia para los sellos de eje de tipo laberinto pueden ser despreciados en la etapa de diseño de servicio.

Por debajo de 750 kW (1000 HP) las pérdidas por sellos y cojinetes son más bajas. Las pérdidas mecánicas estimadas por el suplidor para los modelos específicos son más confiables que las estimaciones generalizadas. Las pérdidas mecánicas para compresores reciprocantes son atribuidas a las pérdidas por fricción en el engranaje de marcha y pueden ser estimadas dividiendo el requerimiento de potencia de compresión entre una eficiencia mecánica de 0.88 a 0.95 según la Figura 2. Para una estimación rápida del requerimiento de potencia de compresores reciprocantes, vea la Figura 6. Las pérdidas de potencia en unidades de engranaje de marcha pueden ser estimados usando la Figura 4.

5.5

Propiedades Promedio de los Gases

Mezcla de Gases – Los cálculos de compresión efectuados en mezclas de gases requieren el cálculo del promedio o de seudo valores de diferentes propiedades para la mezcla de gases. Los valores de las propiedades requeridas para inclusión en las especificaciones de diseño son: 1. Peso molecular, M. 2. Factor de compresibilidad, Z. 3. Relación de calor específico, k= Cp/Cv Los valores requeridos para evaluación del exponente de aumento de temperatura, m, son: 1. Presión reducida, Pr= P/Pc. (Ver Capítulo PDVSA–MDP–02–K–02 valores “efectivos” o seudo–críticos del hidrógeno y helio). 2. Temperatura reducida, Tr= T/Tc. 3. Capacidad calorífica de gas ideal a presión constante, Cp °.

para




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El método recomendado para promediar cada uno de los valores de una mezcla de gases es el método de la fracción molar ponderada. El valor de cada componente en la mezcla sobre el número total de moles en la mezcla. El total de los valores de fracciones molares será el promedio para la mezcla. El método es ilustrado en el problema tipo N ° 1. Debe tenerse en cuenta que este método de cálculo de valores promedio de la mezcla no es el método más exacto disponible, sin embargo representa el compromiso más práctico posible entre exactitud y conveniencia para propósitos de cálculos a mano.

Condiciones de Entrada y Descarga – Cuando el factor de compresibilidad, Z, aparece en los cálculos de la elevación de temperatura del cabezal, el valor técnico correcto, es el correspondiente a las condiciones de entrada. Sin embargo, para propósitos de diseño de servicios de compresión, se considerará más confiable usar un promedio del factor de compresibilidad a las condiciones de succión y descarga, en lugar de usar únicamente el valor de entrada. Cuando la relación de calor específico, k, aparece en los cálculos, se refiere a la compresión a lo largo de la trayectoria completa, PV k=C. En consecuencia, el mayor estimado es el promedio de los valores a las condiciones de entrada y salida. Una aproximación aceptable puede ser obtenida usando k1 solamente en cálculos a mano. Cuando el exponente de aumento de temperatura, m, es evaluado, los valores a las condiciones de succión y descarga son calculados separadamente y luego promediados. Sin embargo, una vez que el procedimiento iterativo ha convergido, el valor final de m describe el proceso global de compresión. T2 = T1 (P 2 /P1)m, más que una propiedad del gas a la condición final m puede definirse: m 

log (T 2T 1) log (P 2P1)

Lo mismo es verdadero para el exponente de compresión, n, ya que: n 

5.6

log (P 2P1) log (V 2V1)

Comparación de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio Ver tabla 1A




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5.7

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Aplicabilidad de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio Ver tabla 1B

5.8

Detalles del Método Isentrópico

Generalidades Dos métodos básicos de cálculos son aplicados ampliamente para los cálculos prácticos de compresión isentrópico (también llamado adiabático) y politrópico cada uno describe el tipo de trayectoria de compresión usado como base de referencia a fin de calcular el cabezal , requerimiento de potencia y temperatura de descarga. El método isentrópico primeramente estima la trayectoria de descarga sobre la base de compresión a lo largo de una trayectoria a entropía constante, y luego ajusta el aumento estimado de temperatura de acuerdo al tipo de máquina, efectividad de enfriamiento y eficiencia de compresión (isentrópica). El trabajo de entrada (o aumento de entalpía) se calcula también sobre la base de entropía constante para calcular el “cabezal isentrópico”, y luego esto es dividido por la eficiencia “isentrópica” a fin de obtener el trabajo real total de entrada por unidad de masa de gas.

La Entropía Constante Caracteriza al Proceso Adiabático Reversible La trayectoria a entropía constante ofrece una base de referencia conveniente ya que esta trayectoria es seguida por un proceso perfectamente reversible “adiabático”. “Adiabático” se refiere a un proceso durante el cual no se presenta transferencia de calor. Las desviaciones a partir de un proceso reversible adiabático son relativamente pequeñas en la práctica para los compresores y se pueden predecir con suficiente exactitud para propósitos de diseño y operación de compresores. Esta aproximación se denomina frecuentemente compresión “adiabática” tanto en la literatura como en la práctica industrial; sin embargo el hecho de asumir una trayectoria a entropía constante (isentrópica) es más representativo para un ingeniero que aplica el método que el hecho de asumir que no se transfiere calor durante el proceso. Por esta razón el término compresión “isentrópica” se prefiere en lugar del término “adiabático”. Cuando el proceso adiabático es reversible (es decir que la entropía es constante a lo largo de la trayectoria de compresión) la trayectoria para un gas ideal (Z= 1.0) se describe mediante la relación: PV k= constante, donde k=Cp/Cv. Cuando se usa el método de cálculo isentrópico, la compresión puede ser asumida como enfriada, lo cual es el caso normal en los compresores reciprocantes; o




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también sin enfriamiento en el caso de los compresores dinámicos. La suposición convencional en la compresión enfriada es que la energía añadida en exceso al gas por encima de la energía que refleja una trayectoria a entropía constante (debido a algo de irreversibilidad) es igual, precisamente, al calor retirado por el cilindro de enfriamiento, determinando la caída de T 2 al final del ciclo de compresión en la trayectoria PV k= C. Debe reconocerse, sin embargo, que lo anterior es una suposición convencional conveniente, y no una verdad teórica (esto contradice la definición de un proceso adiabático), y no siempre es una suposición exacta. Muchos diseños actuales de compresores reciprocantes determinan que S2 (entropía) sea significativamente mayor o menor que S 1. Asumir que el exponente de compresión, k, sea igual a Cp/Cv, normalmente produce buenos resultados. Sin embargo a altas presiones, especialmente cerca del punto crítico (por ejemplo en servicios de compresión de C0 2), los valores de Cp/Cv resultan extremadamente grandes, y no reflejan la trayectoria de compresión realizada por la máquina. Ya que los valores de Cp y Cv han sido determinados de una manera confiable y exacta, lo que está en duda es la validez de la suposición de que el exponente de compresión es siempre igual a Cp/Cv para gases reales. W.C Edmister ha descrito esta materia a su “Applied Hydrocarbon thermodynamics”, Gulf Publishny Co. (pp. 53 hasta 62) y además ha propuesto un método de cálculo alternativo, el cual está descrito en el “Polytropic Method Details”.

Cálculos Cuando la compresión simula realmente la trayectoria isentrópica, como en el caso de un compresor enfriado con una efectividad promedio de enfriamiento.

T 2real  T 2is  T 1

 P2 P1

k–1 k

La relación de calor específico, k, puede evaluarse a las condiciones de entrada solamente, dentro del nivel de exactitud alcanzable mediante cálculos isentrópicos. Cuando el método isentrópico es aplicado a un compresor sin enfriamiento, el aumento real de temperatura es estimado dividiendo el aumento isentrópico de temperatura por la eficiencia isentrópica (o “adiabática”).

T 2real  T 1



Tis is



T1



T2is – T 1 is




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    1   

 –1

P2 P1

T 2real  T 1

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k–1 k

, donde : T   

is

°K (°R)

Usando el método isentrópico, se puede demostrar que el cabezal requerido para ambos compresores, enfriados y no enfriados, es:

 P gc k    H   g  (P1 (P1 V1 V1))  k–1  P  2

is

1

 gc Z –1   g  

k–1 k

   PP  

k 1 R T1 M k–1

2 1

1 –1 F

k–1 k

o

Las expresiones anteriores contienen solamente unidades SI coherentes. De esta manera, la longitud es expresada en metros (pie), el tiempo en segundos y la cantidad de velocidad en metros por segundo (pie/s). La presión viene dada en Newtons por metro cuadrado, para el cual se usa la unidad denominada pascal (psi). Sin embargo, a través de este manual la unidad de presión es el kilopascal, simbolizado como kPa. Siempre y cuando se usen las anteriores ecuaciones ecuaciones para cálculos reales que involucren la presión, los valores de pascal deben ser multiplicados por 10 3 para obtener resultados correctos. Esto es mostrado en los problemas tipo contenidos en esta sección. El requerimiento de cabezal es igual al incremento de entalpía a lo largo de la trayectoria de compresión a entropía constante. Para calcular la energía total de entrada requerida para compresión, el requerimiento de cabezal isentrópico debe ser dividido por la eficiencia isentrópica. Cuando se dispone de un diagrama de propiedades de los gases (Mollier) para el gas que se comprime, el mismo puede ser usado para determinar His en términos de incremento de entalpía y Tis, y se prefiere sobre el uso de las fórmulas de compresión anteriores. El método isentrópico es mayormente aplicado a los tipos de compresores enfriados en los cuales las velocidades, turbulencias y deslizamientos (lo cual causa ganancia de entropía) son bajos. Esto se asemeja muy bien la operación de los compresores reciprocantes. Para cálculo de diseño de proceso las caídas de presión, a través de la succión del compresor y la válvula de descarga, son despreciadas. Para situaciones de simulación o de diseño especial, las pérdidas de las válvulas pueden ser estimados a partir de mediciones (carta indicadora) de rendimiento o análisis de diseño de válvulas, y son usadas para estimar la relación de máxima presión. Esto permite un estimado más exacto de la temperatura temperatura real de descarga alcanzada precisamente cuando la válvula de descarga comienza a abrir.




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Efectividad de Enfriamiento del Compresor Un medio adecuado de apreciar la efectividad de enfriamiento de un compresor es comparar la reducción de temperatura real, debida al enfriamiento del cilindro, con la suposición convencional para compresores enfriados, por ejemplo, con la diferencia de las temperaturas de descarga isentrópicas y sin enfriamiento. La relación es descrita mediante el “coeficiente de efectividad de enfriamiento del compresor”, Kc en la ecuación. T 2real  T 1



T 2is –T 1 – kc is

  T1





T2is –T 1 –T 2is is

Para un compresor sin enfriamiento, Kc=o Para un enfriamiento al límite de una compresión isentrópica, Kc=1.0 Si 0 < Kc < 1, el enfriamiento es menos eficaz que la suposición isentrópica convencional para un compresor reciprocante enfriado (como en los cilindros de acero forjado y también como con las válvulas de alta caída de presión). Si Kc > 1, se presenta mayor enfriamiento que en la suposición isentrópica (como en los compresores de servicio al vacío y los cilindros de pequeño diámetro). Mientras que el rendimiento observado para el enfriamiento de un compresor puede ser usado a fin de evaluar Kc, los medios generalizados de predecir Kc no han sido desarrollados todavía. Ver Subsección 11–H Prácticas de Diseño, Vol. VII (versión 1986) para la discusión de varios factores que influyen directamente en la efectividad de enfriamiento del cilindro.

Temperatura de Descarga Isentrópica para Compresores de Aire La temperatura real de descarga de los compresores de aire de desplazamiento positivo está usualmente muy cerca de la predicción de la temperatura de descarga sobre una base isentrópica. La Figura 7 permite determinar rápidamente la temperatura de descarga isentrópica para el aire atmosférico entre –18° y 52° C (0° y 125°F) hasta una presión absoluta de descarga de 4200 kPa (600 Psia) y para una, dos o tres etapas del proceso de compresión (interenfriado).

5.9 5.9

Deta Detall lles es de dell Mé Método todo Poli Politr tróp ópic ico o

Determinación de los exponentes m y n El método politrópico admite que el nivel de entropía cambia realmente durante la compresión de los gases reales en compresores comerciales, debido a la ineficiencia del proceso de compresión y a la desviación del comportamiento del gas perfecto. La trayectoria de compresión se describe mediante la relación:




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PVn  Co Cons nsta tant nte, e, do dond nde en

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k

P1 Vn1  P2 Vn2 El exponente, n, puede ser evaluado como: log n





log

P2 P1

V1 V2

Dond Do nde e sola solame ment nte e se de desc scon onoc oce e V2

El volumen específico de la descarga, V 2 depende de T 2

  1 P2



V2



Z2 R T 2 M

La temperatura real de descarga, T 2, es estimada según el método Edmister mediante: T 2  T 1

 P2 P1

m

dond do nde em



log (T 2T 1) Log (P 2P1)

Usando el método Edmister, m es evaluado a partir de los datos de propiedades de los gases y de la eficiencia politrópica como:

m



RZ poli

 RTr 

  Z Tr

Pr

a las condiciones dadas de y presión

Cp° Cp

Para encontrar un valor de m el cual describe perfectamente el proceso de compresión completo, será necesario comenzar promediando los valores de m evaluados a las condiciones de succión y descarga. m prom 

m1



m2

2

Sin embargo, para evaluar m 2 a las condiciones de descarga, debe establecerse una suposición para T 2, y luego la suposición debe ser verificada contra el valor de T2 que resulta de: T 2  T 1

  P2 P1

mprom



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Normalmente se requiere varias iteraciones antes de que la suposición de la temperatura de descarga y el resultado, converjan satisfactoriamente. Cuando en los cálculos manuales sea muy necesario la brevedad en la exactitud, podrá evitarse el proceso de iteración evaluando solamente m y T 1, y usando el valor de T2 estimado a fin de evaluar V 2 y por lo tanto, n. Puede ahorrarse tiempo adicional con una pérdida pequeña de exactitud usando m directamente para calcular H poli en lugar de (n–1)/n. Si el tiempo lo permite y si se desea más exactitud del exponente de elevación de temperatura m2, puede ser evaluado el valor de T 2 estimado, mprom puede ser calculado, y un estimado más exacto de T 2 puede ser obtenido. Normalmente son suficientes tres iteraciones para converger la suposición de T dentro de un rango de 5 °C (10°F)

Detalles del Procedimiento de Iteración Paso 1.

Paso 2.

m

m prom



RZ poli



m1

 RTr 

 

Z T r Pr

Cp° Cp

 m2

T 1, P 1 ; T r

2



T1 , Pr Tc



P1 Tc

Use las tablas de datos para la evaluación.

Paso 3. Asuma T2 (comience con 120 °C (250°F) o T1, +95°C (170°F)) Paso 4. Evalue m2est T2asumido y P2 m 2est



Tr



Paso 5. (mprom) Paso 6.

T 2est

RZ poli

 RTr 

 

Z T r Pr

Cp°  Cp T 2asumido , Pr Tc

1er estimado



T1

 P2 P1





@ P 2 y T 2asumido

P2 Pc

m1

 m 2est 2

mprom est

Paso 7. Si T2est T2 asumido reevaluar m2@T2est’ por lo tanto: T r 

T 2est Tc

2



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Paso 8. Paso 9. Paso 10. Paso 11.

(m prom) 2do est T 2 2do est

m1



 T1

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 m 2 2do est 2

  P2 P1

m prom 2do est

Continúe la interacción hasta que T 2 converge cerca de 5 °C (10°F) para propósitos de diseño de servicio Usando el T 2 resultante, calcule V2



   1 (Z ) R 2 M P2

(T 2) y use V 2 en

  n  log   log

P2 P1 v1 V2

Paso 12.

Evalue n–1 para usarlo en el cálculo de cabezal 1

Exponentes para Gases Perfectos y Relaciones a Baja Presión Para los inertes y otros gases a las condiciones en las cuales se aproximan a los gases ideales (Z 1.0), el procedimiento usado para evaluar el exponente de compresión, n, puede ser abreviado por la aplicación directa de la definición de eficiencia politrópica:  poli 

k–1k  n–1n 

Si no es necesario tanta precisión, evalúe k a las condiciones de entrada.

Cabezal Politrópico El cabezal politrópico es calculado como:

 gc P V P n   g  n–1P  

H poli

1

1

2 1

 gc Z –1   c  

n–1 n

1

R T1 M

 n n–1PP   2 1

1 –1 F

n–1 n

o

Este valor no incluye las pérdidas por compresión y debe ser dividido por la eficiencia politrópica para obtener la energía total de entrada por unidad de masa del gas referido para la compresión.




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La entalpía a las condiciones de P 2 y T2 reales. h p2, T2

5.10



h 1  F 5

  H poli  poli

donde : F 5



0.0098 KJkgm (BTU778 lb pie)

Compresión Isotérmica Muy pocos compresores del tipo comercial remueven rápidamente el calor generado por la compresión, ya que la temperatura del gas permanece constante a los aumentos o incrementos de presión. Como ejemplo están los compresores de anillo líquido, los compresores de tornillo helicoidal enfriados por una inyección de aceite, y pequeñas bombas reciprocantes de vacío. El incremento de la entalpía a lo largo de un proceso isotérmico puede ser calculado por: Hisotérmico 

   gc g



R T log P2 1 M 1 P1 F o

Los datos de eficiencia para convertir este incremento de entalpía a trabajo total realizado son únicos para cada máquina y no pueden ser generalizados. Los vendedores de estos tipos especiales de compresores proveen la mejor fuente de información en cuanto a temperatura de descarga y requerimiento de potencia.

5.11

Comparación de los Valores de Eficiencia de Compresión La Figura 5 puede ser usada para convertir indistintamente eficiencias politrópicas y eficiencias isentrópicas. Cabe destacar que: hpoli (o  h poli) His (o  h is)   Energía total de compresión requerida  is  poli El valor His es típicamente de 2 a 5% más bajo que el valor de Hpoli, para idénticas condiciones de servicio, el valor de is es típicamente de 2 a 5% más bajo que el valor del poly. La selección de la eficiencia básica no tiene ningún efecto sobre la energía total de compresión requerida. Cuando se escoge el camino isotérmico como la referencia básica para expresar el rendimiento del compresor, se debe usar el valor de la eficiencia isotérmica. Este valor es típicamente de 6 a 9% más bajo que la eficiencia isentrópica, lo cual está reflejado por: hisotérmico < hisentrópico

Nuevamente, esto no tiene efecto sobre los requerimientos totales de energía para la compresión.



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5.12

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Fuentes de Ineficiencia en Diferentes Tipos de Compresores Mientras más se comprenden las fuentes de ineficiencia en cada tipo de compresor, mejor se entenderán los cálculos de compresión y el análisis de los problemas más comunes relativos a rendimiento. Cada tipo de máquina tiene como ejemplo las clasificaciones principales en cuanto a pérdida de energía hidráulica y mecánica, pero el fenómeno específico de trabajo y la división entre las pérdidas mecánicas e hidráulicas difieren principalmente en cada tipo de máquina. En la Tabla 2 se resume en términos cualitativos las principales fuentes de pérdidas mecánicas e hidráulicas.

5.13

Problemas Tipo

Problema 1 El problema N° 1 ilustra los cálculos para evaluar la compresión de una mezcla de C3 con trazas de otros dos hidrocarburos, etano y isobutano. La composición del gas ha sido dada en base de fracción molar. Si el hidrógeno está presente, se deben usar los valores de de Tc y Pc (46 °K y 2255kPa (83°R y 327 psi) respectivamente). Si se tienen otros inertes presentes, sus propiedades también deberán ser mezcladas sobre la misma base de fracción molar para mayor simplicidad, a pesar de que algunos errores pueden ser cometidos. Se ilustran dos iteraciones, lográndose una convergencia de 2 °C (3°F).

Dado: W=14.5 Kg/s (115000 lb/h), T1 = 21°C (70°F), Tipo de compresor: centrífugo

P 1 = 219 kPa abs (31.8 Psia) P2 = 1725 kPa abs (250 Psia) Elemento motriz: turbina a vapor

Composición de Gas Componente

Moles/m

Propiedades del Gas Fracción Molar, y

M

(1)

(2)

(3)

Tc,°k

Pc. kPa abs

Cp ° T1

Etano

No especificado

0.01

30

306

4881

52.3

Propileno

No especificado

0.34

42

365

4599

63.2

Propano

No especificado

0.64

44

370

4254

72.8

Isobutano

No especificado

0.01

58

408

3647

95.9

Total No especificado 1.

Para convertir de °K a °R, use °R = (°K–273) 1.8 + 492



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2.

Para convertir de kPa a Psia, divida entre 6.894757

3.

Para convertir Kj/Kg °K en BTU/lb °R, divida entre 4.1868

Encontrar: Temperatura de salida, T2 y la potencia.

Solución. Propiedades de la Mezcla de gases: Componente

(y) (M)

(y) (Tc)

(y) (Pc)

(y) (Cp °)

Etano

00.30

3.05

48.8

0.523

Propileno

14.30

130.50

1565.1

21.480

28.20

236.90

2723.4

46.600

0.58

4.08

36.5

0.958

43.38

374.5

4373.8

69.561

43.4

375

4374

70.0

Propano Isobutano Mezcla Final Valor Redondeado

T r 1 

T1 (273  21) °K Tc 374°K

Pr 1 

P1 219 kPa abs Pc 4374 kPa abs





0.786 (a las condiciones de entrada)

0.0501 (a las condiciones de entrada)

De la tabla 5 RZ  7996.7; RT r

Z1 V1



RT 1Z1 P1 M

Q 1  W x V 1







 

RZ R



Z Tr



Pr



921.0; Cp

7996.7 8314.3



   

8314.3 219

294 10 3

0.96 43.4



3.62

0.961

0.247 m 3kg (3.96 npie3lb)

14.5 kgs x 0.247  3.58 m3s (7580 pie 3min)

condiciones de entrada

De la Figura 1, se obtiene que la eficiencia politrópica para un compresor centrífugo con este flujo es de p = 0.74



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(Una reducción del 4% normalmente debe ser hecha ya que m 3 /s real < 3.75 y P > 1000 kPa (pie3 /min real > 8000 y P > 150 psia), pero esta corrección fue omitida para este ejemplo).

m 1  *

RZ p

 

RT r TZ pr r Cp°  Cp



7996.7  0.74



(70





921.0

3.62) x 10 3 (*)



0.16

El factor 103 se usa dado que el calor específico está generalmente expresado en k Joul/kg °K, mientras que la constante de gas emplea. Joul/kg °k (ésto es válido sólo en unidades métricas).

1er Tanteo para T2 Estimar T2 con base a m 1 T 2  T 1

  P2 P1

m1



T r  409 374



 

1725 294 219

0.16

 1725 4371



1.09; P r

409°k





136°C

0.395

De la Tabla 5 RZ  7339; RT r

m2est 

  Z Tr

7339 0.74

(91.0



Pr

 

0.148



3504.3; Cp

 3504 6.95) x 10 3

mprom est  0.16 T 2est  294 1725 219





 0.137  2



6.95

0.137

0.148

399°k  126°C (10° menor por el valor de 136 °C)

719°R  259°F (18° menor por el valor asumido de 277 °F)

2do. Tanteo para T2 Asuma T2 = 126°C = 399 K (259 °F = 719°R) Calcule Cp° @126°C (259°F) (de la Tabla 4 A)



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Cp° @126°C(1)

Componente

Indice norma

y

y Cp°(1)

(kj/kg°K) Etano

65.7

0.01

0.7

Propileno

80.0

0.34

27.2

Propano

94.2

0.64

60.3

Isobutano

124.3

0.01

1.2 89.4

(1) para convertir kj/kg °K en BTU/lb°R divida entre 4.1868 T r 

399 374





1.07 P r

1725 4374



0.394

De la Tabla 5

 

RZ  7264; RT r

m 2est



7264  0.74 (89.4

 

T 2est  294 x 1725 219

 3852

 8.37) x

m prom

Z Tr



10 3

0.16

Pr



3852; Cp



 3852   981697770



0.14

2



8.37

0.140

0.15

0.150

 294 x (7.88)0.150  (294) (1.363)  401°K  128°C (722°R  262°F)

2°C (3°F) por encima del valor asumido de 126 °C (259°F), la exactitud es aceptable, puesto que T 2 converge dentro de un rango aceptable, mprom = 0.150 7264  Z 2  RZ  0.874 8314 R

V2 

   

Z 2 R T2  0.874 1725 P2 M Z avg 

8314 10 3

401 43.4

0.039 m 3kg (0.625 pie 3lb)

Z 1  Z 2  0.960  0.874  0.917 2 2

Si P2 /P1 > 3, m es recomendado para el cálculo del cabezal.



FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Si P2 /P1 es < 3, n debe ser evaluado para usarse en el cálculo del exponente n–1 n por:

 n  log   log

P2 P1 V1 V2

Hpoli 

H poli 

gc g



0.918 x 8314 x 294 43.4

PG 



  gc g

1 0.150

Q2  W x V2





  PP 

Z 1R T 1 1 m M



W x Hpoli x g F 3 x  poli x gc



1725  219  log 0.274 0.039



1725 219



log



0.150

–1





1  F

–1

1

o

1  35.150 x 0.362  12724m (41800pie) 9.806

14.5 x 12.724 102 0.74

14.5 x 0.039

2

m



W



2445 kW

0566 m 3s (1200 pie 3min) (real)

Potencia Total Requerida del Compresor kW

HP

2445

3280

Pérdida en los Sellos, 25 kW (35HP)

25

35

Pérdida en los Cojinetes, 25 kW (35HP)

25

35

0

0

2495

3350

PG

Pérdidas en los Engranajes P F=

Problema 2 Este problema muestra los cálculos para evaluar la compresión del aire. Las propiedades de los componentes de una mezcla típica de aire están ampliamente disponibles. El flujo es dado en base volumétrica real, en preferencia a flujo másico, debido a que este problema usa la curva del compresor en términos de flujo volumétrico real.

Dado: Q1

=

13.2 m3 /s (2899 pie3 /min) real



FECHA

0

MAY.96



P1 Gas T1 P2

Indice manual

= = = =

Indice volumen

Indice norma

99 kPa abs. (14.4 psia) aire 32°C (90°F) 208 kPa abs. (30.2 Psia)

Calcule: Temperatura de salida T 2 y potencia de embarque.

Solución: Obteniéndose: p = 0.752 (Figura 1)

(Cp /Cv) P1T1 = 1.402 (Tabla 7) Z1 = 1.000 (Tabla 7) (Una reducción del 1% en la eficiencia politrópica es recomendable para bajar el balance por pérdidas en la línea, pero en este ejemplo se ha omitido dicha corrección).

k–1k 

m1   p



0.402  1.402 0.752

 0.381

1er. Tanteo para T2 Primero, estimar T2 basado en el m 1 anterior. T 2  T 1

  P2 P1

m1

 

 306 208 99

0.381

 406°k  133°C (729°R 

269°F)

Si se desea una mayor precisión aplique el procedimiento iterativo.

2do. Tanteo para T2 Cp/Cv a 208 kPa abs (30.2 psia) y 133 °C (269°F) = 1.397

k–1k 

m2  p m prom 

m1

 2

m2



0.397  1.397 0.752

 0.379

 0.3181  2

0.379  0.380

T2 = (306) (2.1) 0.380 = 405.6°K = 132.6°C (728°R = 268°F) (0.4°C (1°F)) más bajo que el valor asumido de 133 °C (269°F), precisión aceptada.




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FECHA

0

MAY.96


V1 



Indice manual

Z1 R T1 P1 M



W1 

 Q1 V1

Indice volumen

Indice norma

8314 306  1.000   0.886 m  kg (14.1 pie  lb) 99 29 10 3

3

3



13.2 m 3s 0.886 m 3 kg



14.9 kgs (1985lbmin)

Para los inertes, en el cálculo del cabezal use el mismo exponente utilizado en el cálculo de T2: Hpoli

   gc g



ZRT 1 M



mprom

1  1.00 x 8314 x 306  1  (2.1) 9.806 0.38 29

PG 

1

 PP

0.38



m prom

 –1 1  F

2

o

1

  (23543) (0.326)  7675 m (25200 pie)

–1



 

(W) (H) x g 14.9 [7675] 1 F 3 (p) gc 0.752 102

PF  1491 kw (2015 Hp)



1491 kW

pérdidas por fugas

Potencia Total Requerida En unidades métricas PG Pérdidas en los sellos de laberintos Pérdidas en cojinetes

5.14


1491 kW

2015 HP

0 kW

0 HP

25 kW

35 HP

1516 kW

2050 HP

Programas de Computación A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el momento en la industria: – Pro II, versión 4.01, SIMSCI Latinoamericana, c.a. – Provisión, versión 4.1, SIMSCI Latinoamericana, c.a. Estos programas son simuladores de proceso, los cuales dentro de las operaciones unitarias que manejan, poseen la subrutina compresor. Esta




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0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

subrutina simula una etapa de compresión isentrópica. Las condiciones de salida y los requerimientos de potencia pueden calcularse usando la eficiencia adiabática o politrópica. El Procedimiento de cálculo usado por default es el método del GPSA Engineering Data Book. Si se desea mayor precisión en los cálculos, es decir, tomando propiedades promedio de entrada y salida en el factor de compresibilidad y el exponente politrópico o isentrópico, según sea el caso. Debe seguirse el procedimiento iterativo mostrado en los ejemplos. – INTEVEP, S.A. Dispone de 2 programas para el cálculo de compresores centrífugos y reciprocantes, los cuales se basan en el procedimiento iterativo mostrado en los ejemplos. Estos programas están ubicados en la base de cálculo Procalc.

6

NOMENCLATURA Ver capítulo PDVSA– MDP–02–K–02.




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MAY.96


7

APENDICE

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Indice volumen

Indice norma



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0

MAY.96



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Indice volumen

Indice norma

TABLA 1A COMPARACION DE LOS METODOS DE CALCULO DE COMPRESION PARA DISEñO POR SERVICIO Método Manual o por No. computadora

1

2

3

4

Manual (1)

Manual (1)

Relación Enfriado o Pasos de de presión No enfriado Compresión y eficiencia

Cualquiera No Enfriado Isentrópico

Cualquiera Enfriado

Manual Cualquiera Diagrama de propiedades del gas

Enfriado

Manual Cualquiera Diagrama de propiedades del gas (Mollier)

Enfriado

Isentrópico

Isentrópico

Isentrópico

Entrada de Cálculos

Un paso por etapa de procesos Un paso por etapa de procesos Un paso por etapa de procesos Un paso por etapa de procesos

Cálculos de T2

Exponente del Cabezal de compresión y Cálculo de HP

   T 1    k–1 k r –1

1

is

T 1 (r) k –1 k Gráfico

T1



Gráfico

T @ P 2, S 2

k –1 k

Edmister

k –1 k

Edmister

Gráfico

T 2 t –T 1  is

His = h2 – h1 Gráfico

 S1

Fuente de Datos para el Gas

His = h2 – h1

Cualquier fuente calificada

Cualquier fuente calificada

5

Manual (1) Edmister

<3

No Enfriado

politrópico

Un paso por etapa de procesos

T 1 (r) mprom

n –1 n

Edmister

6

Manual (1) Edmister

>3

No Enfriado

politrópico


T 1 (r) mprom

mprom

Edmister

7

Manual (1) Edmister

Cualquiera No Enfriado

politrópico


T 1 (r) k –1 k p

k –1 k p

Edmister

1.

Los cálculos manuales tienen opción de evaluar solamente k y m a las condiciones de entrada, para abreviar u obtener por medio de iteraciones, valores promedios reales para encontrar el valor de T 2 , para una mejor precisión.

2.

Programa de eficiencia para el uso de aplicaciones de compresión para diseño de servicio




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0

MAY.96


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Indice norma

TABLA 1B APLICABILIDAD DE LOS METODOS DE CALCULO DE COMPRESION PARA DISEÑO POR SERVICIO Método N°

Gases

1

Todos

Centrífugo Axial

2

Todos

3

Gases puros y mezclas muy comunes

4

Gases puros y mezclas muy comunes

5

6

7

Tipo de Compresor para el cual el Método es Aplicable

Mezcla de hidrocarburos

Mezcla de hidrocarburos

Inertes y otros ge con Z  1

X

X

X

X

Precisión

Requerido

Usos Recomendados

Reciprocante

Alta Presión en el Tornillo Esfuerzo Helicoidal

X

X

Ligera a moderada

Rápido

Verificación sensitiva

X

(2)

Ligera (influenciado por efectividad en el enfriamiento)

Rápido

Verificación sensitiva

X

X

Buena

Rápido

Para todos los propósitos, excepto el diseño final

Rápido

Para todos los propósitos, excepto diseño final. Se requieren las guías del suplidor para el cálculo del diseño básico.

Laborioso

Requiere una precisión de moderada a buena. Usese cuando no haya acceso al computador y no se disponga de un diagrama apropiado del gas

Laborioso

Requiere una precisión de moderada a bueno. Usese cuando no haya acceso al computador y no se disponga de un diagrama apropiado del gas.

Laborioso

Se requiere precisión. Usese cuando no haya acceso al computado y no se disponga de un diagrama apropiado del gas.

Moderado (influenciado por efectividad en el enfriamiento)

X

X (1)

X (1)

X

X

X

X

X

X

X

Moderado a bueno (1)

Moderada a buena (1)

Buena (1)

NOTAS: 1. La precisión es mejorada por el uso de impulsores por etapas, pero con un incremento grande en el tiempo requerido. 2. El enfriamiento de la carcaza en los compresores rotatorios remueve pequeñas cantidades de calor, por lo que la compresión puede ser asumida como, sin enfriamiento. 3. Las propiedades del gas deben ser obtenidas separadamente. 4. La eficiencia del compresor debe ser suministrada al programa.




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MAY.96


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Indice norma

TABLA 2 FUENTES DE INEFICIENCIA Y PERDIDA POR FRICCION MECANICA EN DIFERENTES TIPOS DE COMPRESORES Tipo de Compresor

Fuente Importantes de Ineficiencia

Otras Fuentes Hidráulicas de Ineficiencia

Otras Pérdidas de Fricción Mecánicas

Centrífugo

Irreversibilidad en la conversión de altas velocidades a presión, al factor de fricción superficial y a la turbulencia ocasionada por los cambios de dirección y de altas velocidades del fluido.

Fugas en los laberintos de las inter– Cojinetes (2 por carcaza) y el contacto etapas; balance hidráulico del flujo de de los bujes de aceite con el tipo de reciclo; pérdida total de presión entre sello del eje. las pestañas y el rotor (en la entrada y en la voluta de descarga) debido a los cambios de velocidad, dirección y turbulencia.

Axial

Lo mismo de arriba

Fugas por tolerancias entre los extremos del alabe de estator y el rotor, pérdidas en la voluta

Reciprocantes Tipo Pistón

Irreversibilidad en la caída de presión a través de las válvulas; irreversibilidad den la re–expansión del gas comprimido dentro del espacio correspondiente del cilindro; fricción entre los anillos del pistón y el revestimiento y entre el vástago y su empaque

Por escapes de gases en el pistón; Fricción en el cigüeñal, en las crucetas fugas en la válvula. Así como el incre- y deslizamientos en los cojinetes mento de las pérdidas por decrecimiento del peso molecular

Embolo

Lo mismo que para el tipo pistón

Fugas en válvulas

Lo mismo de arriba

Diafragma

Lo mismo que para el tipo pistón

Fugas en válvulas

Lo mismo de arriba

Rotatorios Tipo Tornillo

Deslizamiento del flujo (descarga a la entrada) entre los rotores y entre cada rotor y la carcaza

Irreversibilidad como resultado de los cambios de velocidad del gas de entrada y las cavidades de salida del rotor

Cojinetes (4 por carcaza), sello del eje, regulación de los engranajes

Anillo Líquido

Fricción del fluido y turbulencia del Lo mismo de arriba líquido del anillo del rotor dentro de la carcaza

Cojinetes (2 por carcaza) y sellos del eje

Cojinetes (2 por carcaza)



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0

MAY.96



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Indice volumen

Indice norma

TABLA 3 TEMPERATURAS Y PRESIONES CRITICAS PARA SUSTANCIAS COMUNES SUSTANCIA

FORMULA

PESO TEMPERATURA MOLECULAR CRITICA 5C (1)

TC 5K (2)

PC KPa (3)

PUNTO DE EBULLICION NBP,5C (1)

METANO

CH4

16.0

82.6

190.6

4604

–161.5

ACETILENO

C2H2

26.0

35.2

308.3

6139

–83.9

ETILENO

C2H4

28.1

9.2

282.4

5032

–103.7

ETANO

C2H6

30.1

32.3

305.4

4879

–88.6

PROPILENO

C3H6

42.1

91.6

364.8

4613

–47.7

PROPANO

C3H8

44.1

96.7

369.8

4249

–42.1

ISOBUTILENO

C4H8

56.1

144.7

417.9

4000

–6.9

I–BUTENO

C4H8

56.1

146.4

419.6

4020

–6.3

ISOBUTANO

C4H10

58.1

135.0

408.1

3648

–11.7

N–BUTANO

C4H10

58.1

152.0

425.2

3797

–0.5

ISOPETANO

C5H12

72.1

187.2

460.4

3381

27.8

N–PENTANO

C5H12

72.1

196.5

469.7

3369

36.1

N–HEXONO

C6H14

86.2

234.2

507.4

3012

68.7

N–HEPTANO

C7H16

100.2

267.0

540.2

2736

98.4

HIDROGENO

H2

2.0

–240.0

33.2

1316

–252.8

NITROGENO

N2

28.0

–146.9

126.3

3398

–195.8

OXIGENO

O2

32.0

–118.4

154.8

5081

–183.0

MONOXIDO DE CARBONO

CO

28.0

–140.2

132.9

3499

–191.5

DIOXIDO CARBONO

CO2

44.0

31.1

304.2

7382

–78.4

SULFURO DE HIDROGENO

H2S

34.1

100.4

373.6

9008

–60.3

DIOXIDO AZUFRE

DE

SO2

64.1

157.5

430.7

7883

–10.0

TRIOXIDO AZUFRE

DE

SO3

80.1

218.3

491.4

8491

44.8

DE

NOTA: 1. Para convertir de °C a °F use lo siguiente °F = 1.8 °C + 32 2. Para convertir de °k a °R multiplique por 1.8 3. Para convertir de Kpa a Psia divide entre 6.894757




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 4a CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp ° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, KJ / Kmol (UNIDADES METRICAS)




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 4b CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp ° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, KJ / Kmol °K (UNIDADES METRICAS)




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 4c CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp ° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, (Btu / lbmol °F) UNIDADES INGLESAS




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 4d CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp ° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, (Btu / Lb mol °F) UNIDADES INGLESAS




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 5a PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES METRICAS)




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 5a PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES METRICAS)




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 5b PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES INGLESAS)




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 5b (cont.) PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES INGLESAS)




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 6 RELACION DE CLORES ESPECIFICOS, CP / CV PARA GASES A PRESION ATMOSFERICA Componente

Formula

Temperatura °C (*)

Relacion de los Calores Especificos K = Cp /Cv

Acetaldehido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH 3CHO

30

1.14

Acido Acetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH 3COOH

136

1.15

Acetileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 2H2

–71

1.31

Aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

925

Amoníaco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

NH

Argón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Ar

Benceno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 6H6

3

Br

Dioxido de Carbono . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CO 2

Disulfuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CS

Monóxido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CO

Cloro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Cl

17

1.403

–78

1.408

–118

1.415

15

1.310

15

Bromo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2

1.668

90

1.10

20–350

1.32

15

1.304

100

1.21

15

1.404

–180

1.41

15

2

1.36

100

1.355

Cloloformo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CHCl 3

1.15

Cianuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

(CN)

2

15

1.256

Ciclohexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 6H12

80

1.08

Dicloro Diflururo Metano . . . . . . . . . . . . . .

CCI 2F2

25

1.139

Etano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 2H6

100

1.19

15

1.22

–82

1.28

Alcohol Etílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 2H5OH

90

1.13

Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 2H5OC2H5

35

1.086

Etileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 2H4

100 15 –91

1.18 1.255 1.35




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Componente

Indice volumen

Formula

Helio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

He

n–Hexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 6H14

Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

H

–180

2

Brumuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Hb

Acido Clohídrido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

HCI

Acido Cianhídrido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

r

HCN

Yoduro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

HI

Sulfuro de Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . .

H 2S

Iodo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

I

Temperatura °C (*)

Relacion de los Calores Especificos K = Cp /Cv 1.660

80

1.08

15

1.410

–76

1.453

–181

1.597

20

1.42

15

1.41

100

1.40

65

1.31

140

1.28

210

1.24

20–100

2

Indice norma

1.40

15

1.32

185

1.30

19

1.68

Isobutana . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 4H10

Criptón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Kr

360

1.67

Mercurio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Hg

300

1.16

Metano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH

Metil Acetato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alcohol Metílico

.....................

Metil Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metilato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

600

1.113

300

1.16

15

1.31

–80

1.34

–115

1.41

CH 3COOCH3

15

1.14

CH 3OH

77

1.203

4

CH 3OCH3 CH

2 (OCH3)2

6–30

1.11

13

1.06

40

1.09

Neón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Ne

19

1.64

Oxido Nítrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

NO

15

1.400

Nitrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

N

Oxido Nitroso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

N 2O

15

1.404

–181

1.47

100

1.28




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Componente

Indice volumen

Formula

Temperatura °C (*) 15

Oxigeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

O

2

Indice norma

Relacion de los Calores Especificos K = Cp /Cv 1.303

–30

1.31

–70

1.34

15

1.401

–76

1.415

–181 86

1.45

n–Pentano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C 5H12

Fosforo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

P

300

1.17

Potacio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

K

850

1.77

Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Na

750–920

1.68

Dioxido de Azufre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

SO 2

Xeón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Xe

15 19

1.086

1.29 1.66

Fuente, International Critical Tables of Numerical Data: Physics, Chemistry, and Technology. NOTA: °F =

9 °C +32 5




REVISION

FECHA

0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

TABLA 7a RELACION DE LOS CALORES ESPECIFICOS Y FACTORES DE COMPRENSIBILIDAD PARA AIRE, HIDROGENO, MONOXIDO Y VAPOR DE AGUA (UNIDADES METRICAS) ––––– Presión, kPa ––––––

Temp. °C

100

1000

4000

––Relación de los calores especificos

–– Presión, kPa –––––

10.000 Cp/Cv––

Temp. °C Aire

100

1000

4000

––Factor de compresibilidad

10 000 Z

–100

1.408

1.470

1.840

2.517

–100

0.996

0.959

0.843

0.701

–50

1.405

1.438

1.572

1.899

–50

0.999

0.985

0.941

0.881

0

1.403

1.422

1.484

1.620

0

1.000

0.995

0.983

0.971

50

1.001

1.414

1.458

1.523

50

1.000

0.999

0.998

1.010

100

1.398

1.408

1.445

1.497

100

1.000

1.000

1.005

1.023

150

1.394

1.401

1.423

1.475

150

1.000

1.003

1.011

1.031

Hidrógeno –100

1.461

1.467

1.487

1.518

–100

1001

1.007

1.028

1.078

–50

1.426

1.430

1.439

1.456

–50

1001

1.007

1.028

1073

0

1.410

1.411

1.416

1.425

0

1001

1.006

1.025

1.065

50

1.402

1.403

1.406

1.412

50

1001

1.006

1.023

1.057

100

1.399

1.399

1.401

1.406

100

1000

1.005

1.020

1.051

150

1.397

1.398

1.400

1.402

150

1000

1.005

1.019

1.046

Monóxido de carbono –100

1.410

1.476

1.713

2.448

–100

0.996

0.960

0.881

0.681

–50

1.402

1.588

1.991

1.991

–50

0.998

0.982

0.941

0.859

0

1.399

1.513

1.725

1.725

0

0.999

0.994

0.978

0.959

50

1.398

1.469

1.583

1.583

50

1000

0.999

0.998

1.010

100

1.397

1.444

1.513

1.513

100

1000

1.001

1.008

1.031

150

1.394

1.429

1.479

1.479

150

1000

1.003

1.013

1.039

Saturación

0.988

0.930

0.830

0.660

Agua Saturación

1.320

1.300

1.270

1.220



FECHA

0

MAY.96



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Indice volumen

Indice norma

TABLA 7b RELACION DE LOS CALORES ESPECIFICOS Y FACTORES DE COMPRENSIBILIDAD PARA AIRE, HIDROGENO, MONOXIDO Y VAPOR DE AGUA (UNIDADES INGLESAS) CP/CV

Ζ

Relación de los calores específicos

Factor de Compresibilidad Aire

Presión, Atmósferas

Presión, Atmosferas

Temp., °F

1

10

40

100

Temp., °F

1

10

40

100

–100

1.406

1.449

1.642

2.020

–100

0.998

0.977

0.908

0.811

0

1.404

1.427

1.512

1.680

0

0.999

0.992

0.970

0.948

100

1.402

1.417

1.463

1.550

100

1.000

0.998

0.994

0.997

200

1.399

1.408

1.441

1.499

200

1.000

1.001

1.005

1.022

300

1.394

1.401

1.424

1.463

300

1.000

1.003

1.010

1.033

Hidrógeno Presión, Atmósferas


Temp., °F

1

10

40*

100

Temp., °F

1

10

40

100

–100

1.439

1.444

1.458

1.479

–100

1.000

1.007

1.208

1.076

0

1.415

1.417

1.421

1.434

0

1.000

1.007

1.026

1.067

100

1.404

1.405

1.407

1.415

100

1.000

1.006

1.023

1.060

200

1.400

1.400

1.401

1.406

200

1.000

1.005

1.021

1.052

300

1.398

1.398

1.399

1.402

300

1.000

1.005

1.019

1.047

Monóxido de Carbono Presión, Atmósferas


Temp., °F

1

10

40*

100

Temp., °F

1

10

40

100

0

1.403

1.431

1.517

1.688

0

1.000

0.991

0.960

0.949

100

1.401

1.418

1.474

1.577

100

1.000

0.998

0.994

1.000

200

1.398

1.410

1.451

1.526

200

1.000

1.001

1.006

1.027

300

1.394

1.403

1.432

1.484

300

1.000

1.003

1.013

1.039

Agua Presión, Atmósferas


Temp., °F

1

10

40

100

Temp., °F

1

10

40

100

Saturación

1.320

1.300

1.270

1.220

Saturación

0.988

0.930

0.830

0.660

Valores Interpolados Fuente: Aire H 2 y CO: Agua

National Bureau of Standards Circular No 564 (1955). Keenan and Keyes, Thermodynamic Properties of steam (1958).




FECHA

0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

Fig 1. EFICIENCIA POLITROPICA DE COMPRESORES CENTRIFUGOS SIN ENFRIAMIENTO

Pie3/min 10 –3




FECHA

0

MAY.96


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Indice norma

Fig 2. EFICIENCIA ISENTROPICA TIPICA DE COMPRESORES RECIPROCANTES

Fig 3. EFICIENCIA MECANICA TIPICA DE COMPRESORES RECIPROCANTES

g W H is BP  g x  m c  is 102




FECHA

0

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Indice norma

Fig 4. a EFICIENCIA MECANICA DE UNIDADES DE ENGRANAJE HELICOIDAL A ALTA VELOCIDAD A MAXIMA CARGA

Fig.4. b CORRECCION DE LA EFICIENCIA DE UNIDADES DE ENGRANAJE PARA VELOCIDADES DE PIÑON (POR ENCIMA DE 750 KW(1000 HP)




FECHA

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MAY.96


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Indice norma

Fig 5. CONVERSION DE BASES DE EFICIENCIA

Fig 6. CURVAS POTENCIA AL FRENO / CAPACIDAD PARA COMPRESORES RECIPROCANTES TIPICOS




FECHA

0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma




FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Fig 7. TEMPERATURA ISENTROPICA DE DESCARGA, AIRE A NIVEL DEL MAR


PDVSA N฀°

MDP–02–K–05

0

MAY.96

REV.

FECHA

APROB.



PDVSA, 1983

TITULO

VENTILADORES

APROBADO


PAG.

APROB.

F.R. REV.

APROB.

APROB.

FECHA MAY.96

ESPECIALISTAS


VENTILADORES


FECHA

0

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Indice volumen

Indice norma

Indice 1 2 3 4 5

OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . CONSIDERACIONES DE DISEÑO, CLASIFICACION Y APLICACIONES 7 5.1 5.2 5.3

2 2 2 3

Clasificación de Ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventiladores Axiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventiladores Centrífugos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 7 10

6 GUIA PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15 16


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1

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Indice norma

OBJETIVO El objetivo de éste capítulo es presentar los fundamentos teóricos que permitan una comprensión de la terminología usada en ventiladores.

2

ALCANCE Este Capítulo presentan las definiciones básicas y consideraciones relevantes como una introducción general a la utilización de ventiladores en servicios de proceso de planta. Una cobertura más específica se presenta en el Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) en Sección 8G “Hornos” (Sistemas de Tiro Forzado).

3

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (versión 1986). Vol. IV, Sección 8 Vol. VI, Sección 9 Vol. VII, Sección 11

“Hornos: Sistemas de Tiro Forzado” “intercambiadores de Calor Enfriados por Aire” “Compresores”

Manual de Ingeniería de Diseño Vol. 8

Vol.14 Vol.14

“Intercambiadores de Calor”; Especificación de Ingeniería PDVSA– EF–202–R “Torres de Enfriamiento de Tipo Inducido (No combustible)”. “Equipos Rotativos”; Especificación de Ingeniería PDVSA– GB–201–R “Compresores Centrífugos”. “Equipos Rotativos”; Especificación de Ingeniería PDVSA– GB–205 “Ventiladores Centrífugos”.

Otras Referencias API Standard 661, Air Cooled Heat Exchanger for General Refinery Services. Kenny, R.S., “Fans and Blowers”, Machine Design, March 14, 1968. Hichs, T., “Power’s Handbook on Fans”, Power Magazine (McGraw–Hill), Oct. 1951. Ludwig, E. E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”, Volume 5, Gulf Publishing Company, 1983. Baumeister, T., “Marks Mechanical Engineers’ Handbook”, 9th ed, Subsection on Centrifugal and Axial Fans, Mc Graw–Hill, 1967. Osborne W.C., “The selection and use of fans”, Oxford University Press, 1979 ASHRAE Guide and Data Book, 1979 Equipment Volume, American Society of Heating, Refrigerating and Air–Conditioning Engineers, Inc.


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0

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4

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DEFINICIONES La nomenclatura y definiciones aqui presentadas son aquellas usadas convencionalmente en el campo de la ingeniería de ventiladores. Ellas son algo diferente de los símbolos y definiciones aplicados comúnmente a los servicios de compresión y al diseño de la planta de proceso, y aquí se presentan como una referencia conveniente para el diseñador del proceso.

Ventiladores Los ventiladores son máquinas diseñados para mover grandes volúmenes de flujo a baja presión. Ellos emplean un tipo de impulsor con un rango de velocidades de 20 a 180 m/s (70 a 600 pie/s), muchos modelos están limitados a 60 a 75 m/s (200 a 250 pie/s). Los compresores centrífugos, en contraste, generalmente operan a un máximo de 200 a 300 m/s (700 a 1000 pie/s). La diferencia entre ventiladores y compresores es arbitraria y ha sido colocada en un incremento de densidad del 7% por las pruebas de las normas ASME correspondiente a una relación de presión de 1.1 o a un aumento de presión atmosférica de 10 kPa (40 pulg. agua). El término general “soplador” es a menudo usado como sinónimo de “ventilador” o compresores de baja presión de varias clases. Sin embargo, “soplador” no tiene una definición explícita y se debería evitar su uso.

Presión La presión desarrollada en ventiladores procede de dos fuentes: La fuerza centrifuga debida a la rotación de un volumen encerrado de gas o aire y la velocidad impartida al aire o el gas por las aletas. La fuerza centrifuga desarrollada por el rotor produce una compresión del aire o el gas que se denomina presión estática; La velocidad impartida por las aletas del ventilador es convertida parcialmente en presión por la caja del ventilador, en forma espiral o caracol.

La Presión Total de operación Pt en un punto cualquiera, es la suma de la presión estática más la presión de velocidad; esto puede ser escrito de acuerdo a la ecuación Ver Figura 1. Pt = Ps + Pv

Ec.(1)

La presión total de un ventilador, PTV el aumento de la presión total desde la entrada del ventilador a la salida. Es medida por la lectura del diferencial entre las caras de los tubos de impacto del gas que fluye por la entrada del ventilador y que descarga por lo ductos (por los lados). Para un ventilador de aire atmosférico, manual, sin ducto de entrada, la presión total en el lado de entrada, Pt, es cero (manométrica) y Pt en el lado de la descarga es igual al PTV. La presión total de un ventilador, como el cabezal de un compresor, es la medida del incremento de energía impartida por el ventilador al gas que fluye, pero por unidad de volumen como base en vez de ser por unidad de masa.


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La presión de velocidad de un ventilador, PVV, es la presión debida al promedio de velocidad a través de la salida del ventilador, Vm. PVV = F7 ρ (Vm)2

Ec.(2)

donde:



kPa

pulg H 2O

kg/m 3

lb/pie 3

Q/A (m/p)

m/s

pie/min

Q=

Velocidad de flujo volumétrico real a las condiciones de salida

m3 /s

pie 3 /min

A=

Area transversal a la salida del ventilador

m2

pie2

F7 =

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

5x10–4

1/1.203x10 6

PVV = Presión de Velocidad de un Ventilador r= Vm =

Densidad del gas en la salida del ventilador

Para aire a “condiciones estándar” 20 °C (70°F), ρ = 1.2014 kg/m 3 (0.075 lb/pie 3) y PVV = 6.007 x 10 –4 Vm2 (PVV = (Vm/4005)) 2 El PVV está indicado por la lectura diferencial entre un tubo de impacto encarando la dirección del flujo del aire a la entrada del ventilador y la lectura estática normal del flujo de aire en la salida del ventilador.

La presión estática de un ventilador, PEV, es la diferencia entre la presión total y la velocidad de presión del ventilador. La presión estática es indicada por la lectura diferencial del tubo de impacto encarando la dirección del aire en la entrada del ventilador, y la lectura estática normal al flujo de aire en la salida del ventilador. La magnitud de ésta presión estática desarrollada depende de la razón de la velocidad del aire que sale de las puntas de las aletas a la velocidad del aire que entra al ventilador en la base de las aspas. Por consiguiente, cuando más largas son las aletas, tanto mayor será la presión estática desarrollada por el ventilador.

Densidad La Densidad del Aire a Condiciones Estandar es 1.2014 kg/m3 (0.075 lb/pie3) correspondiente a una temperatura ambiente de 20 °C (70°F) y a una presión ambiente de 101.325 kPa (14.7 psia). La densidad del aire puede ser evaluada en términos de condiciones ambientales por:



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0

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

ρ

=

PB

= Presión barométrica

T

= Temperatura

F8

=



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F 8P B T

Ec. (3)

Densidad del aire




kg/m 3

lb/pie 3

kPa

pulg Hg

°k

°R

3.492

1.325

La densidad a condiciones estándar del gas combustible es 1.252 kg/m 3 (0.078 lb/pie 3), correspondiendo a las mismas condiciones estándar (20 °C y 101.325 kPa (70°F y 14.7 psia)) y M = 30.2. Las correcciones deben realizarse para convertir la densidad estándar a densidad a temperatura y presión particular.

Otros Términos: La unidad de presión es un kilopascal (una columna de una pulgada agua (densidad de agua 62.4 lb/pie3)).

El volumen (flujo) manejado por un ventilador es el número de metros cúbicos de aire por segundo (pie cúbicos de aire por minuto) expresado a las condiciones de salida del ventilador.

El área de salida del ventilador, es el área interior de la abertura a la salida del ventilador, en metros cuadrado (en pies cuadrado).

La potencia de salida del ventilador es la potencia suministrada a la corriente de aire y es llamado caballaje de potencia del aire. Esta está basada en el volumen manejado por el ventilador y la presión total del ventilador. Pa = F9 Pt Q

(Ec.(4)

donde:

Pa =

Caballaje de potencia condiciones estándar

de

aire

a

F9 =


P t=

Presión total



kW

Hp

1

1.57 x 10 –4

kPa

pulg H2O

El caballaje de potencia para gases diferentes al aire o para aire por debajo de condiciones no estándar es obtenido por la multiplicación de valores cercanos a



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la relación de la densidad real con la densidad del aire estándar 1.2014 kg/m (0.075 lb/pie3).

3

Potencia de la Presión Estática – En algunos servicios de ventiladores, la presión de velocidad es malgastada (es decir, no es convertida especialmente) y solamente la presión estática es utilizada. La presión estática, Ps, puede ser sustituida por Pt para obtener la potencia de la presión estática.

La potencia de entrada para un ventilador, es la potencia entregada en el eje del ventilador.

Eficiencia Mecánica de un Ventilador, es la relación entre la potencia de salida y la potencia de entrada.

Eficiencia Estática de un Ventilador es la eficiencia mecánica multiplicada por la relación de presión estática a presión total. e s  del aire PF, KWHP  Potencia em

em Ps Pt



Ec. (5)

Potencia de la presión Estática es

Ec. (6)

Velocidades Específicas de Ventiladores – El rendimiento característico de los ventiladores axiales y centrífugos son convenientemente anulados, predichos y comparados con el uso del parámetro de “velocidad específica del ventilador”, el cual caracteriza el uso del impulsor. La velocidad específica es la velocidad en rev/s a la cual se podría operar un ventilador si se redujera proporcionalmente en tamaño para entregar 1 m 3 /s contra una presión estática de 1 kPa (es la velocidad en rpm a la cual se podría operar un ventilador si se redujera proporcionalmente en tamaño para entregar 1 pie 3 /min contra una presión estática de 1 pulg de H 2O): Ns 

Q 1 2

N (P s) 34

 

0.75



F 10

Ec. (7)

donde:

Ns=

Velocidad específica

F10=




rev/s

rpm

1.2014

0.075

Diámetro Específico es el diámetro de un ventilador requerido para entregar 1 m3 /s de aire a condiciones estándar (1.2014 kg/m 3) contra una presión estáticas


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de 1 kPa dada la velocidad específica (diámetro de un ventilador requerido para entregar 1 pie 3 /min de aire a condiciones estándar (0.075 lb/pie 3) contra una presión estática de 1 pulg de H 2O dada la velocidad específica).

5

CONSIDERACIONES DE DISEÑO, CLASIFICACION Y APLICACIONES 5.1

Clasificación de Ventiladores Los ventiladores son clasificados en dos tipos generales: axiales (donde el aire o el gas se mueve paralelo al eje de rotación) y centrífugos (el aire o el gas se mueve perpendicular al eje).

Flujo Axial: 1.

Ventiladores de hélice (o propela): Usado para mover grandes cantidades de aire y baja presión estática. Comunmente usado para ventilación en general. Se clasifican de acuerdo al tipo de propela usada: de disco usada para el movimiento de aire limpio donde no hay ducto; y de tubo axial diseñados para mover el aire en un amplio rango de volúmenes a presión media.

2.

Ventiladores con aletas de guía Diseñados para mover aire o gases en un amplio rango de volúmenes y presiones. Construido con un diseño aerodinámico se logran desarrollar altas presiones.

Flujo Centrífugo Se construyen de dos tipos generales: de paletas rectas o placas de acero, de hojas curvas hacia adelante y de hojas curvas hacia atrás.

5.2

Ventiladores Axiales 1.

Ventilador de Hélice – Aplicaciones – Los ventiladores de hélice utilizan álabes largos sobre pequeños pernos para mover grandes volúmenes, a presiones en el rango de 0 a 0.25 kPa (0 a 1 pulg de agua). Ellos normalmente están colocados dentro de un orificio o abertura, especialmente perfilado, pero con poco o sin ningún canal en ambos lados. Los extractores de pared o techo (como “ventiladores de ático”) y ventiladores de pared son ejemplos de género sencillo y de baja potencia. Las torres de enfriamiento y ventiladores de intercambiadores de calor enfriados por aire son ejemplos de géneros mecanizados de alta potencia.

2.

Eficiencia – La eficiencia puede ser tan baja como de 10 a 20% para orificios de diseño rústico. Las hojas anchas del tipo de ventiladores doméstico tienden a ser silenciosas pero de baja eficiencia. Los álabes angostos son más eficientes pero producen mayor ruido.


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La eficiencia estática de los ventiladores de hélice de álabes largos, típicamente es de 30 a 35%. Las velocidades de rotación están limitadas a 60 m/s (200 pie/s) para limitar la generación de ruido. El promedio de la velocidad a través del área del ventilador esta en el rango de 6 a 13 m/s (1200 a 2500 pie/min). Para una buena distribución del flujo de aire en los intercambiadores de calor enfriados por aire, el diámetro del ventilador es seleccionado de manera tal que el área del ventilador sea mayor del 40% del área base total del banco de tubo. La eficiencia es típicamente 20% más baja que para el tipo de tubo axial si la abertura parcial (u orificio) es diseñada para transición de flujo lento. 3.

Diseño de Orificio – El orificio o apertura en el cual un ventilador de hélice “parcialmente sellado” es colocado afecta significativamente el funcionamiento del ventilador. Los tipos más comunes de orificios son los ilustrados en la Fig. 2 debido a que el diseño del orificio y la posición del ventilador influyen significativamente en el funcionamiento. Las clasificaciones de los fabricantes de ventiladores están basadas en orificios de tipos y dimensiones específicas. Los factores en la configuración del orificio que afectan el funcionamiento del ventilador son: a.

Tolerancia para Tipos de Hojas 1.5 a 2% (tolerancias diametral sobre el diámetro del ventilador) típicamente es el nivel óptimo, comprometiendo alta eficiencia con fabricación práctica. API estándar 661 específica 0.5% o 13 mm (1/2 pulg), el que sea más grande.

b.

Profundidad Axial del Orificio – Un radio de bocina del 10% el diámetro del ventilador sobre el lado de salida optimiza la eficiencia estática y acorta la profundidad.

c.

Posición del Ventilador – La proyección de la profundidad axial de los álabes del ventilador más alta del lado de la descarga del orificio, debe ser alrededor de 1/3 del total de la profundidad del álabe, para así lograr un mejor modelo de la curva de capacidad de presión y eficiencia.

d.

Tipos de Orificios – De los tres tipos comunes, de borde afilado, bocina y cilíndrico, la bocina tiene las formas de las curvas de presión estática más pequeña. Los orificios más simples y baratos son los de borde afilado.

Torres de Enfriamiento y Ventiladores de Intercambiadores de Calor, Enfriados por Aire. Los ventiladores de hélice de baja velocidad emplean un número pequeño de álabes largos y delgados usados para pasar el aire enfriado a través de las torres de enfriamiento e intercambiadores de calor enfriados por aire. Los ventiladores comúnmente son usados para inducir el tiro en las torres de


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enfriamiento (es decir, en el tope del dibujo de las torres de aire ascendente) y para el tiro forzado en intercambiadores de calor (es decir, debajo del banco de tubo soplando hacia arriba). El aumento de presión estática para esos servicios típicamente está cerca de 0.12 kPa (0.5 pulg de agua). En unidades de torres de enfriamiento, los motores horizontales y accionadores de engranaje de ángulo recto usualmente son usados en grandes sistemas de ejes acoplados para conveniencia del montaje del motor. En unidades de intercambiadores del calor, los accionadores de correas son los más usados. Para torres de enfriamiento se utilizan de 4 a 8 álabes con un diámetro de rotor de 6 a 8.5 m (20 a 28 pie) (largo de la torre). Los motores de dos velocidades comúnmente son usados para un mejor control. El rendimiento puede ser ajustado manualmente cambiando el ángulo del álabe. La clasificación de potencia para torres grandes, típicamente es de 75 a 150 kW (100 a 200 HP) (0.18 a 0.20 kW por dm3 /s capacidad de agua (15 a 20 HP por 1000 gpm de capacidad de agua)). Los álabes son construídos de aluminio o de fibras de vidrio reforzados para que resistan la corrosión. Los ventiladores de intercambiadores de calor enfriados por aire tienen de 4 a 12 álabes, los de 6 son los más comunes. El rango de diámetros de rotores va desde 1.2 a 5.5 m (4 a 18 pie) siendo los de 2.5 a 4.5 m (8 a 14 pie) los más construidos. La clasificación de la potencia típicamente es de 7.5 a 30 kW (10 a 40 HP) por ventilador. Los álabes de ventiladores de paso variable, accionadores de dos velocidades y rejilla de ventilación ajustable son usados como control. Los detalles en la selección del modo de controlar se incluyen en las Prácticas de Diseño (versión 1986) Vol. V Secc. 9I, “Intercambiadores de Calor Enfriados por Aire”.

Axial versus Centrífugos – Los ventiladores axiales tienden a ser menos costosos en el rango elevado de alto voltaje y baja presión. El tipo de ventilador axial con salidas cercanas y aletas de estator tienen el mismo nivel de eficiencia que los ventiladores centrífugos, pero otros tipos axiales tienen menos eficiencia. Los ventiladores centrífugos generalmente son más fáciles de controlar, silenciosos, resistentes y versátiles que los axiales y tienen más aplicación para hornos de corrientes forzadas y servicios de procesos generales de plantas. Los axiales siempre se usan para torres de enfriamiento e intercambiadores de calor enfriados por aire, y son comunes en servicios de ventilación industrial. Los axiales tienden a ser más ruidosos que los centrífugos, especialmente para las presiones superiores a 1.3 kPa (5 pulg de agua).

Aleta de Guía Axial y Tubo Axial – Estos tipos de ventiladores son diseñados para instalaciones interiores en conductos redondos, usando un caudal de corriente anular alrededor del rotor. Las aletas de guía axial emplean aletas de estator para dirigir el aire aguas arriba y/o aguas abajo del rotor a ángulos seleccionados para mayor eficiencia. Las aletas de guía axial adquieren eficiencias de 40 a 65% contra presiones de 0.12 a 1.5 kPa (0.5 a 6 pulg de agua).


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Aletas axiales especiales de alto funcionamiento son diseñadas para presiones de 4 a 16 kPa (16 a 65 pulg de agua), algunas veces multietapas. Los tubos axiales usan rotores de soporte propulsores de gran potencia con aumento a 8 hojas anchas, pero no tienen aletas estacionarias. La presión estática máxima es de 0.6 a 0.7 kPa (2.5 a 3 pulg de agua). La eficiencia es de 35 a 55%.

5.3

Ventiladores Centrífugos

Aplicaciones – Los ventiladores centrífugos son aplicados en calderas y en servicio de calentadores de tiro forzado y servicio de recirculación de gas caliente, sistemas limpiadores de polvo y en equipos y construcción de sistemas de ventilación.

Comparación General de Tipos de Ventiladores – Los ventiladores centrífugos son rutinariamente aplicados para incrementar la presión a unos 10 kPa (40 pulg de agua), existen modelos especiales a 22.5 kPa (90 pulg de agua). El bastidor es fabricado de láminas planas y curvas. Los impulsores de los ventiladores centrífugos están construidos en tres tipos principales de impulsores, caracterizados por la orientación del extremo de los álabes del impulsor: extremo inclinado hacia atrás, extremo radial y extremo inclinado hacia adelante. El ángulo del extremo (final de la descarga; el final de la entrada del álabe es llamado base) relativo para la dirección de rotación es el factor más importante que determina el rendimiento y otras características. Algunas otras variaciones, tienen menor efecto sobre las características de los ventiladores. Las características generales de los tres tipos pueden compararse tal como se muestra en la siguiente tabla.

CARACTERISTICAS RELATIVAS DE VENTILADORES CENTRIFUGOS Características

Extremos Inclinados Hacia Atrás

Extremo Radial

Extremo Inclinado Hacia Adelante

Costos Iniciales

Alto

Mediano

Bajo

Eficiencia

Alto

Mediano

Bajo

Bueno

Bueno

Pobre*

Estabilidad de operación Requerimiento Espacio

de

Mediano

Mediano

Pequeño

Requerimiento Velocidad en Extremos

de los

Alto

Mediano

Bajo

Resistencia a la Abrasión

Mediano

Bueno

Pobre

Habilidad para Manejar Materiales Viscosos

Mediano

Bueno

Pobre



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Características

Extremos Inclinados Hacia Atrás

Extremo Radial

Extremo Inclinado Hacia Adelante

Adecuado para Corrosión/ Revestimiento resistente a la Erosión

Mediano

Alto

Pobre

Adecuado Aplicación de Temperaturas

Regular

Alto

Bueno

Cerrada

Largo

Mediano

Bajo

Alto

Más bajo

para Altas

Intersticio de Sólida Generación de Ruido

Las propiedades de los impulsores típicos de estos tipos comunes son los siguientes: * Puede ser estable con controles propios y sistemas de diseño.

Tipo de Impulsor

Relación diámetro de Relación ancho entrada diámetro de la al diámetro rueda

Extremo inclinado hacia atrás

0.75

0.26

Extremo radial (curvo adelante hasta la base)

0.78

0.35

0.50 – 070

0.38 – 048

0.88

0.55

hacia

Extremo radial (plano) Extremo adelante

inclinado

hacia

Número de Alabes – El número de álabes en un impulsor de un ventilador centrífugo es seleccionado por el diseñador del ventilador de acuerdo a varios factores óptimos: 1.

Un gran número de álabes minimiza del deslizamiento, por tanto incrementa el aumento de presión y capacidad.

2.

Un gran número de álabes provee una estructura altamente rígida (impulsor cerrado).

3.

Un pequeño número de álabes minimiza el costo de manufactura de unidades de pequeña capacidad.

El número típico de álabes de impulsores es como sigue: Ver Fig. 3 para las formas de las curvas de rendimiento típico, para cada uno de estos tipos.



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Tipo de Impulsores

Número de Alabes

Extremo Curvado hacia atrás, álabe de espesor delgado

12 a 16

Extremo curvado hacia atrás, álabe de forma aerodinámica

8 a 12

Extremo radial, tipo de alta presión Extremo radial, tipo escape Extremo inclinado hacia adelante

10 a 24 5 a 10 32 a 64

Alabe de Extremo Inclinados hacia Atrás 1.

Los tipos más comunes son los de servicio de tiro forzado

2.

Los tipos de mayor eficiencia, del 65 al 80% con álabes delgados, del 80 al 90% tienen álabes aerodinámicos. La curva de requerimiento de potencia con un máximo, por lo tanto no se sobrecargará a alto flujo y baja presión.

3.

La curva de presión tiene una gradual declinación de presión en el lado de baja presión del punto pico de presión.

4.

Variedades de álabes: álabes curvos, planos y de superficie aerodinámica

5.

Se requieren velocidades mayores para otros tipos de ventiladores centrífugos, para las mismas condiciones de servicio.

6.

Una alta proporción de la presión desarrollada, está en forma de presión estática.

Alabe de Extremo Radial 1.

Es el tipo más común para servicios de inducido en la succión.

2.

Es usado en servicios de sólidos aerotrasportados e impuros.

3.

Usados en largos períodos de trabajo.

4.

Son álabes protegidos contra erosión y corrosión.

5.

La eficiencia está en un rango entre 50% y 70% con un 20% típico de presión desarrollada como velocidad.

6.

Los requerimientos de potencia se incrementan continuamente a medida que el flujo aumenta.

7.

Los tipos radiales con curvaturas hacia adelante permiten mejor eficiencia, álabes más cortos y mayores velocidades.


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Alabes de Extremo Inclinado hacia Adelante 1.

Escasamente usados en servicios de procesos.

2.

Comúnmente se usan en calentamiento residencial y sistemas de aire acondicionado.

3.

“Jaula de Ardilla” construcción con gran número de álabes bajos.

4.

Requerimientos de baja velocidad lo que permite bajo nivel de ruido.

5.

Eficiencia de 55 a 75%.

6.

Tiene una penetración en la curva de presión sobre el lado de baja presión del punto pico de presión.

7.

La curva de potencia se incrementa severamente a medida que el flujo aumenta requiriendo cuidadosa selección del accionador y del sistema de control.

8.

Limitado a servicios de limpieza.

9.

Su funcionamiento generalmente no es estable a velocidades del impulsor superiores a 20 m/s (65 pie/s).

10.

Su capacidad de desarrollo es 10 veces mejor que la de un ventilador axial a la misma velocidad.

Ventiladores para Servicios a Altas Temperaturas – Los modelos de ventiladores centrífugos están disponibles para temperaturas de gases hasta 540°C (1000°F), para servicios con tiro de combustión inducida y recirculación de gases calientes. Los impulsores para circulación de aire están colocados en el eje entre la carcaza y los cojinetes, a fin de proteger los cojinetes y el acoplamiento de altas temperaturas. Los cojinetes lubricados con sistemas de circulación de aceite se utilizan en estos casos. La velocidad empleada por el diseñador del ventilador para servicios a altas temperaturas es menor que las velocidades usadas para servicios a temperatura ambiente, típicamente hasta un 96% máximo a 230°C (450°F) y 75% a 425°C (800°F). Los impulsores radiales son usados normalmente de tal forma que la altura requerida puede ser obtenida con un mínimo de velocidad. Se deberá consultar con los especialistas en maquinaria cuando se consideren aplicaciones específicas.

5.4

Sopladores de Presión Una clase de pequeños ventiladores centrífugos de alta presión existen entre el rango normal 10 kPa (40 pulg de agua) y el bajo extremo de los compresores centrífugos de alta resistencia (r = 1.3). Estas máquinas son llamadas ventiladores de presión, turbo–sopladores y sopladores centrífugos. Máquinas de esta clase


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producen presión hasta de 22.5 kPa (90 pulg de agua) para flujos de alrededor de 1.4 m3 /s (3000 pie3 /min). Normalmente son usados impulsores radiales especialmente diseñados para altas velocidades. Algunos modelos emplean multietapa. Los servicios en este rango requieren de especificaciones individuales, ya que las especificaciones estandarizadas no están disponibles.

5.5

Servicios en Hornos de Tiro Forzado Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) Sección 8G “Hornos, en Sistemas de Tiro Forzado”.

5.6

Control de Ventiladores Centrífugos Los métodos comunes de control de los ventiladores centrífugos (el primero de los tres es disponible para operación manual o automática) aplicados en servicios de procesos de planta son los siguientes:

Guías Móviles en los Alabes de Entrada estas son posicionadas para responder a la señal de control por la variación del ángulo de prerotación del gas de entrada y por lo tanto, de la variación de cantidades de trabajo del ventilador para poder convertirla en presión. Este método es eficiente pero requiere de equipos más costosos que los reguladores. La potencia consumida con el control de los álabes internos hasta un 75% del flujo normal es alrededor del 75% de la normal, contra casi el 90% de la normal con los reguladores de salida. Este método de control es recomendado para calentadores accionados por motor y ventiladores de calderas.

Los reguladores de los orificios del flujo de gas, (cualquiera de los dos, ya sea en la entrada o salida del ventilador) se utilizan para variar la curva de resistencia del sistema, y por lo tanto, mueven el punto de operación a lo largo de la curva presión/flujo del ventilador. Este método malgasta la potencia a bajo flujo, pero utiliza equipos de bajo costo.

Los Impulsores de las Turbinas a Vapor con Velocidades Variable – mueven las curvas presión/flujo hacia arriba y abajo por las leyes de los ventiladores, a fin de ajustar el flujo. Este método es eficiente pero requiere que la turbina a vapor sea lo más económicamente seleccionada y requiere un regulador más costoso que el normalmente suministrado con la turbina a vapor, de propósitos generales. La capacidad de presión a la descarga del ventilador, decrece a medida que la velocidad es reducida, y esto no es conveniente en algunos servicios de ventiladores. El control de las velocidades variables puede venir acompañado con motores de velocidad variables o motores de velocidad constante con acoplamiento de fluido o acoplamiento magnético. Estos son escasamente usados debido al incremento en costo de equipos y mantenimiento.

La transmisión por correas en V permiten un ajuste en el rendimiento del ventilador, por medio de un cambio manual en las poleas. Este método de las


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correas es ampliamente aplicado para ventiladores de grandes diámetros con velocidades por debajo del nivel de velocidades de un motor de 6 polos (16 a 19 rev/s (960 a 1150 1150 rpm)), para tamaño t amaño de accionadores por encima a 115 kW (150 HP) y para servicios generales. Estos comúnmente se usan en ventiladores de intercambiadores enfriado con aire. La transmisión por correas en V puede ser utilizada en conjunción con las guías de los álabes y reguladores. Los cambios del rendimiento resultan de los ajustes en las velocidades, y podrían estimarse si se utilizan los álabes de los ventiladores Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) Sección 11E “Compresores Centrífugos”.

Requerimientos para el Diseño y Construcción de Ventiladores Ventiladores Centrífugos Para servicios donde la unidad funciona largos períodos, menores de 8000 horas, los especialistas en maquinarias dan asistencia para determinar la excepciones que deben tomarse para minimizar costos en equipos. Hornos de reformación catalítica y calderas a vapor con ventiladores de tiro forzado algunas veces requieren menos de 8000 horas de funcionamiento continuo y en consecuencia permite el uso de ventiladores de propósito general.

5.7 5.7

Curv Curvas as de Rend Rendim imie ient nto o de de los los Venti entila lado dore res s La Figura 3 presenta curvas de rendimiento típicas de varios tipos de ventiladores comunmente comunmente usados.

6

GUIA PARA EL DISEÑO MDP–02–K–02 pa para ra los procedimientos a ser seguidos para Ver PDVSA– MDP–02–K–02 servicios de compresores generales. Alguno de los pasos pueden ser omitidos para el diseño de servicio de ventiladores. Ver Prácticas de Diseño, (versión 1986) Vol.V, Sec. 9 para procedimientos de diseño de intercambiadores. Ver Prácticas de Diseño, (versión 1986) Vol.IV Vol.IV,, Sec. 8 para procedimientos de diseño de servicio de ventiladores de tiro forzado de hornos. Para otros tipos y servicios de ventiladores, consultar con especialistas en maquinarias.



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NOMENCLATURA En unidades métricas


m2

pie2

A=

Area transversal a la salida del ventilador

em =

Eficiencia mecánica

adim.

adim.

es =

Eficiencia estática

adim.

adim.

N=

Ve Velocidad

rev/s

r pm

Fi =

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (ver tabla al final)

Pa =

Po Potencia del aire

kW

HP

PB =

Presión barométrica

kPa

pulg de Hg

Ps =

Presión estática del caudal

kPa

pulg de agua

Pt =

Presión total del caudal

kPa

pulg de agua

Pv =

Presión del caudal de velocidad

kPa

pulg de agua

kPa

pulg de agua

kW

HP

PVT = Aumento de la presión total del ventilador

kPa

pu l g d e agua

Aumento de la presión de velocidad de un ventilador

kPa

pulg de agua

Q=

Flujo a la descarga

m3 /s

pie 3 /min

T=

Temperatura

°k

°R

m/s

pie/min

kg/m 3

lb/pie 3

PEV = PF =

PVV =

Vm = ρ=

Aumento de ventilador

la

presión

estática

de

Po P otencia al freno

Velocidad promedio de flujo Densidad

Factores cuyo valor depende de las unidades usadas



F7= Ec.(2)

5 x 10 –4

1/11.20 3 x 10 –6

F8 = Ec. (3)

3.492

1.325

F9= Ec. (4)

1

1.57 x 10 –4

1.2014

0.075

F10 = Ec. (7)


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Fig 1. METODOS PARA PARA MEDIR PRESIONES EN UN DUCTO DE AIRE

Nota: Presión kPa (Pulg. de H 2O)


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Fig 2. ORIFICIOS PARCIALES EN CARCAZA DE VENTILADORES AXIALES

Manual de Diseño de Proceso PDVSA (Compresores)

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